Thomas Heck
Brian Zaugg
Thorsten Krause
Benjamin Vögtle
Martin Fuß

Im vereinfachten Sinne ist die Übertragungsfähigkeit der Kupplung charakterisiert durch:

•  die Geometrie mit Innen- und Außendurchmesser des Kolbens, effektivem Radius des Reibbelags und Anzahl der Reibflächen

•  den Reibwertkoeffizienten zwischen Reibbelag und Stahl und

•  den Anpressdruck, der auf den Kolben wirkt.

Während die Geometrie und der Reibwert durch die konstruktive Ausführung des Systems vorgegeben sind, kann der Anpressdruck, mit dem die Kupplung angesteuert wird, durch die Hydrauliksteuerung des Getriebes variiert werden. In einem idealen System wäre somit die Übertragungsfähigkeit der Kupplung – und damit der gewünschte Schlupf – relativ einfach durch die Variation des Anpressdrucks einstellbar.

Störfaktoren für die Übertragungsfähigkeit von Kupplungen

In der Realität liegt jedoch kein ideales System vor, denn es gibt weitere Faktoren, die die Übertragungsfähigkeit der Kupplung beeinflussen. Da diese Faktoren in den herkömmlichen Zweikanal- und Dreikanal-Wandlern nicht oder nur beschränkt beeinflussbar sind, verschlechtert sich dadurch die Ansteuerbarkeit. Zu diesen Störfaktoren zählen:

1. Druckabfall über den Reibbelag: In Zweikanal-Wandlern dient der Reibbelag nicht nur zur Übertragung des Drehmoments, sondern auch als Dichtungselement am Außendurchmesser des Kolbens. Zur Kühlung der Verlustleistung (Schlupf) ist oftmals ein Nutmuster in den Belag eingebracht. Beim Durchströmen dieser Nutgeometrie von der Hochdruckseite des Kolbens zur Niedrigdruckseite erfolgt ein Druckabfall im Getriebeöl. Dieser ist abhängig von der Geometrie der Nuten, der Ebenheit der Reibflächen, der Temperatur sowie der Schlupfdrehzahl.

2. Absolutdrehzahl des Systems: Nachdem das Getriebeöl in einem Zweikanal-Wandler die Belagnuten durchflossen hat, muss es vom Außendurchmesser des Wandlers radial nach innen in Richtung Getriebeeingangswelle befördert werden. Da sich das gesamte System in Rotationsbewegung befindet, sind die Fluidpartikel auf dem Weg nach innen Corioliskräften ausgesetzt, wodurch sich eine spiralförmige Strömung vor der Getriebeeingangswelle bildet. Dadurch kann sich ein Rückstaudruck aufbauen, der die Übertragungsfähigkeit der Kupplung verringert.

3. Variation des Systemdrucks: Durch Schwankungen beim Ladedruck des Wandlers wird im Zweikanal-System die Hochdruckseite des Kolbens und im Dreikanal-System die Niedrigdruckseite des Kolbens beeinflusst.

4. Differenzdrehzahl (Schlupf): Eine Differenzdrehzahl tritt im Wandler auf, wenn die Kupplung geöffnet ist, gerade geschlossen oder geöffnet wird oder geschlossen mit Schlupf betrieben wird. Wenn eine Differenz vorliegt, drehen sich in einem Zweikanal- und Dreikanal-System die Bauteile auf beiden Seiten des Kolbens mit unterschiedlicher Drehzahl. Das hat zur Folge, dass demensprechend auch das Getriebeöl auf beiden Seiten mit unterschiedlicher Drehzahl rotiert, was in einem unterschiedlichen Fliehkraftöldruck auf beiden Seiten resultiert.

Lösungsansatz: Wandler mit vier hydraulischen Anschlüssen

Die Störfaktoren 1 und 2 können durch ein Dreikanal-System weitgehend neutralisiert werden. Auch können die restlichen Störfaktoren in einem Dreikanal-System mit entsprechendem Aufwand deutlich verbessert beziehungsweise durch die Kalibrationssoftware im Getriebe ausgeglichen werden. Um jedoch alle Faktoren ohne zusätzlichen Softwareaufwand komplett ausgleichen zu können, ist ein anderes Wandlerprinzip erforderlich: der Vierkanal-Wandler. Wie der Name nahelegt, handelt es sich dabei um ein Wandlersystem mit vier hydraulischen Anschlüssen. Eine mögliche konstruktive Ausführung sowie das Funktionsprinzip sind in Bild 2 dargestellt.

Zwei der vorhandenen Kanäle werden zum Strömungsdurchfluss durch den Wandler genutzt. Der dritte Kanal dient zur Ansteuerung der Kupplung und der zusätzliche vierte Kanal als Druckausgleichskammer. Die Besonderheit am vierten Kanal liegt darin, dass damit eine Umgebung für den Kolben geschaffen wird, die identische Bedingungen der Fluidgeschwindigkeit auf beiden Seiten des Kolbens zur Folge hat. Der dynamische Fliehkraftöldruck ist auf beiden Seiten des Kolbens gleich, da die Außendurchmesser der Dichtungen von Betätigungs- und Ausgleichskammer identisch sind und beide Seiten unabhängig von der Schlupfdrehzahl mit Motordrehzahl rotieren. Des Weiteren sind die Druckräume der Kupplung von Variationen des Systemdrucks – also von Ladedruckschwankungen – abgeschirmt.

Systemvergleich

Mit dem Vierkanal-Wandler lässt sich die Überbrückungskupplung sehr genau und unabhängig von den Betriebszuständen ansteuern. Schaeffler hat das vorgestellte System 2014 in Serie gebracht und arbeitet momentan an der Einführung mit weiteren Kunden. Ein Vergleich der im Betrieb einregelbaren Schlupfdrehzahlen von Zwei-, Drei- und Vierkanal-Systemen ist in Bild 3 anhand von realen Fahrzeugmessungen an einer Beispielanwendung dargestellt.

Im direkten Vergleich ist festzustellen, dass viele der herkömmlichen Anwendungen eine 2-Flächen-Kupplung haben, während die iTC-Wandler prinzip-bedingt eine 1-Flächen-Kupplung verwenden. Zwar wird dadurch die Komplexität reduziert, allerdings ist zu berücksichtigen, dass mit der 1-Flächen-Kupplung das gleiche – in manchen Fällen sogar ein größeres – Motormoment übertragen werden muss. Um sicherzustellen, dass genügend Drehmomentkapazität vorhanden ist, wird die Kupplung im iTC so weit außen wie möglich angeordnet. Zusätzlich wird die Kupplung als Konus ausgeführt, was aufgrund des Konuswinkels zu einer größeren Übertragungsfähigkeit führt. Desweiteren reduziert die konische Ausführung die Beanspruchung am Außendurchmesser der Pumpe, was die Verwendung einer dünneren Pumpenschale ermöglicht und zur Gewichtseinsparung beiträgt. Weitere Einsparungen kommen durch den Einsatz von Schaeffler-Stanztechnologie zustande, die schwerere Sinternaben und andere Komponenten ersetzt.

Betätigungsfeder im Schubbetrieb

Prinzipbedingt ist ein iTC ein Zweikanal-System. Die Ansteuerbarkeitsgüte eines Vierkanal-Systems kann damit nicht erreicht werden und muss durch andere konstruktive Merkmale sichergestellt werden. Da die Kupplungsfunktion mit der Turbine des Wandlers kombiniert ist, wirken sich die axialen Kräfte des hydrodynamischen Kreislaufs auf die Ansteuerbarkeit der Kupplung aus. Im Zugbetrieb bietet das iTC-Prinzip einen Vorteil, da die Axialkräfte im Wandler dafür sorgen, dass die Kupplung automatisch im Sinne einer schlupfabhängigen Selbststabilisierung zugezogen wird. Im Schubbetrieb jedoch verhält es sich genau umgekehrt. Die Kupplung wird durch die hydrodynamischen Axialkräfte im offenen Zustand gehalten. Um diesen Zustand zu überwinden, kann durch den Ölfluss ein erhöhter Zuschaltdruck erzeugt werden, was aber zum Zuschnappen der Kupplung bei abnehmendem Schlupfbetrag führen kann. Eine Alternative zu der Regelstrategie, beim Übergang zum Schub die Kupplung bereits effektiv zuzuhalten, besteht darin, die Kupplung im Schub mechanisch unterstützt anzulegen, um einen nahtlosen Übergang in der Druckbeaufschlagung zu erreichen.

Möglich wird dies über eine Betätigungsfeder, Bild 6. Die Feder ist zwischen Dämpferflansch und Turbine angeordnet und wird über Rampen betätigt, die bei Beaufschlagung das Schubmoment in eine Axialkraft umwandeln, die die Kupplung zudrückt. Der Erfolg der Funktion hat dafür gesorgt, dass heute alle iTC mit Betätigungsfeder ausgeführt sind.

Bearbeitung der Oberflächen mit Laserätzen

Bei der Entwicklung des iTC hat Schaeffler auch die Prozessentwicklung angepasst, da die Turbine zusätzliche Arbeitsschritte durchlaufen muss, die in einem konventionellem Wandler nicht auftreten. Die Integration der Kupplungsfunktion in die Turbine erfordert, dass der Reibbelag auf die Turbine anstatt auf einen separaten Kolben geklebt wird. Um die Stahloberfläche für den Klebeprozess vorzubereiten und aufzurauen, wird traditionell auf Strahlen mit Aluminiumoxid (HAl2O3) zurückgegriffen. Durch die Geometrie der Turbine mit ihren zahlreichen Schaufeln besteht dabei aber die Gefahr, dass Rückstände des Aluminiumoxids auch nach dem Waschen auf dem Bauteil bleiben und entlang der weiteren Prozesskette schließlich ins Getriebe gelangen. Dies wäre für die hydraulische Getriebesteuerung mit entsprechend kleinen Spaltmaßen der Ventile überaus schädlich, auch angesichts strengerer Restschmutzanforderungen. Die Lösung fand Schaeffler in einer Laserbearbeitung, dem sogenannten Laserätzen. Dabei werden mit einem Laserstrahl einzelne Partikel auf der Stahloberfläche verdampft, wodurch eine raue und saubere Oberfläche entsteht.

In Bild 7 ist der Vergleich zwischen traditionellem Strahlen und Laserätzen dargestellt. Die Stahlpartikel verdampfen beim Laserätzen rückstandslos und stellen keine Belastung für die Restschmutzanforderungen dar. Es werden sogar höhere Sauberkeitsklassen eingehalten als bei herkömmlichen Wandlern. Ein weiterer Vorteil besteht beim Laserätzen darin, dass die Rauigkeit der Oberfläche durch die Programmierung der Laseranlage numerisch und messbar eingestellt werden kann – im Gegensatz zum Strahlen, das eher dem Zufallsprinzip unterliegt.

Zukünftig werden noch niedrigere Überbrückungsdrehzahlen bis hin zu 800 min-1 gefordert sein, um die Effizienz des Antriebstrangs weiter zu erhöhen.

Torsionsdämpfer mit Doppel-Fliehkraftpendel

Der Torsionsdämpfer (TD) und der Doppeltorsionsdämpfer (DTD) sind die am häufigsten eingesetzten Dämpfersysteme mit FKP. Während sich der DTD als FKP-Dämpferkonzept bei Anwendungen mit Hinterradantrieb etabliert hat, bietet sich der TD mit FKP insbesondere bei Frontantrieb an. Zum einen ist der axiale Bauraumbedarf gering, zum anderen lässt die im Vergleich zum Hinterachsantrieb geringere Sensitivität im mittleren Drehzahlbereich es zu, auf einen Federdämpfer hinter dem FKP zu verzichten.

Beim DTD ist das FKP zusammen mit der Turbine auf dem Zwischenflansch zwischen den Federn angeordnet. Seine Isolationsfähigkeit ist oberhalb von 1.000 min-1 exzellent, darunter jedoch aufgrund der Schwingungsmode der Getriebeeingangswelle begrenzt. Überbrückungsdrehzahlen bis hinunter zu 800 min-1 sind nicht erreichbar. Selbst wenn eine Verdopplung der FKP-Masse und eine Reduzierung der Gesamt-Federrate um 20 % (DTD mit Doppel-FKP) umsetzbar wären, ist es nicht möglich, Überbrückungsdrehzahlen von weniger als 1.000 min-1 zu erreichen, Bild 9.

Bei dieser Konstruktion liegen die Massen und Rollen auf derselben Ebene wie der Flansch. Die Masse wird durch eine dünne Deckscheibe auf beiden Seiten des Flansches axial zentriert und trägt dadurch ebenfalls zur Erhöhung des Gewichts der Pendelmassen bei. Das reduziert bei vergleichbarer effektiver Massenträgheit den axialen Bauraumaufwand des zweiten FKP um zirka 2 mm. Zusätzlich kann das erste FKP am Zwischenflansch durch den Einsatz des zweiten kleiner ausgeführt werden. Dadurch kann der zusätzliche Bauraumbedarf des Dämpfersystems auf ein Minimum reduziert werden.

Dämpfersysteme für Zylinderabschaltung bei Vierzylindermotoren

Neben den mittlerweile etablierten Anwendungen der Zylinderabschaltung an Achtzylindermotoren spielt sie auch bei Vierzylindermotoren eine immer größere Rolle. Hier stellt die Isolation bei geringen Drehzahlen eine der größten Herausforderungen dar. Ein Dämpferkonzept muss nicht nur im Vollmotorbetrieb die gewohnt gute Isolation bieten, sondern darüber hinaus auch im Betrieb mit halber Zylinderzahl. Dies ist besonders herausfordernd, da sich die Anregungsfrequenz des Motors halbiert und dadurch kritische Eigenfrequenzen in den Fahrbereich verschoben werden. Ziel ist dabei, in beiden Betriebspunkten ein voll überbrücktes Fahren auch bei niedrigen Drehzahlen zu realisieren. Dämpferkonzepte ohne FKP – wie in Bild 11 dargestellt ein Reihendämpfer – zeigen im Vollmotorbetrieb eine ausreichende, bei Abschaltung von zwei Zylindern jedoch eine inakzeptable Isolation.

Bei Kombination aus einem FKP auf dem Zwischenflansch und einem zweistufigen Dämpfer, bei der FKP und erste Dämpferstufe auf den Zweizylinderbetrieb ausgelegt sind, erhöht sich die Isolationswirkung signifikant und ermöglicht ein voll überbrücktes Fahren oberhalb von 1.200 min-1. Die Isolation im Vierzylinderbetrieb bleibt nahezu konstant.

Um auch diese Isolation weiter zu verbessern, bietet sich ein weiteres FKP für den Vollmotorbetrieb, also ein Konzept mit Doppel-FKP an. Um den Bauraumbedarf nicht zu erhöhen, wird der zweite, hinter dem FKP angeordnete Dämpfer durch ein FKP ersetzt. Der verbleibende, den FKP vorgeschaltete Dämpfer wird außerdem vergrößert, um eine gute Vorisolation zu gewährleisten. Das so entstandene Dämpferkonzept „TD+DFKP“ bietet sowohl im Vier- als auch im Zweizylinderbetrieb eine sehr gute Isolation über nahezu den gesamten Drehzahlbereich.

Der Schwerkrafteinfluss beim FKP

Bei einer Zweizylinder-Anwendung mit hauptanregender Ordnung 1,0 muss nicht nur für die Antriebsstrangmode eine Lösung gefunden werden. Auch für das Fliehkraftpendel stellt die 1. Ordnung im Zusammenhang mit der Schwerkraft eine Herausforderung dar.

Zusätzlich zu der Zentrifugalkraft aus der Rotation wirkt die Schwerkraft auf die Pendelmassen. Diese ist bei Drehzahlen über 1.000 min-1 zwar 100-fach kleiner, regt die Pendelmassen dennoch pro Umdrehung harmonisch mit der 1. Ordnung an, und zwar auch direkt in tangentialer Richtung. Dadurch werden die Pendelmassen durch die Schwerkraft in ihrer Abstimmordnung, also in ihrer Resonanz angeregt. Bei einer 3er-Anordnung der Pendelmassen schwingen diese mit einer Phasenverschiebung von 120° zueinander. Hier werden teilweise sehr große Schwingwinkel erreicht, auch ohne dass eine antriebsseitige torsionale Anregung des Dämpfersystems vorliegt, Bild 12. Im Umkehrschluss bedeutet dies, dass aufgrund der Schwerkraftauswirkung nicht ausreichend Schwingwinkel im FKP zur Verfügung steht, um speziell bei niedrigen Drehzahlen zusätzliche Torsionsschwingungen zu absorbieren.