Das Getriebebuch

Der Fahrzeugantrieb Reihenherausgeber: Helmut List

Robert Fischer Ferit Küçükay Gunter Jürgens Burkhard Pollak

Das Getriebebuch 2. Auflage

Der Fahrzeugantrieb Herausgegeben von H. List, Graz, Austria

Der Fahrzeugantrieb herausgegeben von Helmut List Die von Hans List herausgegebene Reihe „Die Verbrennungskraftmaschine“ diente über Jahrzehnte den Ingenieuren in der Praxis und den Studierenden an Universitäten als unentbehrlicher Ratgeber. Mit Rücksicht auf die Schnelllebigkeit der Technik habe ich mich im Jahr 2002 entschlossen, die Reihe neu zu konzipieren und unter dem Titel „Der Fahrzeugantrieb“ herauszugeben. Dies brachte zum Ausdruck, dass die Verbrennungskraftmaschinen vermehrt als Bestandteile von Antriebssystemen zu sehen sind. Inzwischen wurde das Anliegen der Reihe weiter diskutiert und schließlich in diesem Jahr beschlossen, die Reihe unter dem gleichen Titel „Der Fahrzeugantrieb“, jedoch mit neuem Layout weiter zu führen und auch einen neuen Wissenschaftlichen Beirat zu etablieren. Wie bisher bleibt es oberstes Ziel der Reihe, die ganzheitlichen Zusammenhänge der einzelnen unterschiedlichen Komponenten eines Fahrzeugantriebes aufzuzeigen. Neu ist der Wunsch, die englischsprachigen Ausgaben neben den deutschsprachigen Ausgaben verstärkt zu forcieren. Ausgehend von den Grundlagen mit Beschreibung der notwendigen Hintergrundinformation ist Zielsetzung der Reihe, auch die neuen Elemente der zukünftigen Antriebssysteme und deren gegenseitige Beeinflussung in einer Systembetrachtung anzusprechen. Neben den technischen Inhalten werden auch Werkzeuge, Methoden und Prozesse für die Entwicklung der Komponenten dargestellt. Die Gegebenheiten der unterschiedlichen Wirtschaftsräume und ihre jeweiligen Anforderungen an Konzepte werden darin dargelegt. Diese Buchserie bietet sich sowohl den Studierenden an Universitäten und Fachhochschulen als auch den Praktikern in der Industrie als Ratgeber an, um sich aus dem aufbereiteten Erfahrungsschatz der Autoren das erforderliche Fachwissen anzueignen. Ich bedanke mich recht herzlich beim Wissenschaftlichen Beirat, der mir sowohl bei der Unterteilung des sehr umfassenden Themengebietes als auch bei der Auswahl der Autoren zur Seite steht. Die Mitglieder des Beirats sind: Rémi Bastien, Vice President, Renault Christian Beidl, Professor, Technische Universität Darmstadt Helmut Eichlseder, Professor, Technische Universität Graz Herbert Kohler, Vice President, Daimler Jun Li, Vice President, FAW Rolf D. Reitz, Professor, University of Wisconsin-Madison Ich danke den Autoren, die sich bereit erklärt haben, ihr Wissen in diese Buchreihe einzubringen, und ihre Arbeitskraft hierfür einsetzen. Ebenso möchte ich dem Springer-Verlag danken. Helmut List

Robert Fischer Ferit Küçükay Gunter Jürgens Burkhard Pollak

Das Getriebebuch 2., überarbeitete Auflage Mit Unterstützung von Gerhard Kokalj, Björn Wultsch, Christian Hörsken, Tobias Kassel, Artur Plötner und Carl-Philipp Seekamp

Robert Fischer Graz, Österreich

Gunter Jürgens Graz, Österreich

Ferit Küçükay Braunschweig, Deutschland

Burkhard Pollak Weinheim, Deutschland

ISSN 1617-8920 Der Fahrzeugantrieb ISBN 978-3-658-13103-6 DOI 10.1007/978-3-658-13104-3

ISBN 978-3-658-13104-3 (eBook)

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Vorwort

Die Getriebetechnik hat einen bedeutenden Einfluss auf Verbrauch, Fahrbarkeit, Gewicht und Kosten von Fahrzeugen. Die Relevanz dieser Eigenschaften hat in der jüngeren Vergangenheit wesentlich zugenommen, und in der Wechselwirkung mit dem gesamten Antriebsstrang und dem Gesamtfahrzeug werden Getriebe zunehmend wichtiger. Lange Zeit war die Innovationsrate in der Getriebetechnik relativ gering. Im Wesentlichen gab es bis Anfang der achtziger Jahre des letzen Jahrhunderts auf der einen Seite Handschaltgetriebe und auf der anderen Seite Standardplanetenautomaten mit hydraulischer Steuerung. Automatikgetriebe wurden vor allem zur Bedienungsvereinfachung eingesetzt. Weder die Sportlichkeit noch der Verbrauch war besser als bei einem Handschaltgetriebe. Evolutionär wurde mehrfach die Anzahl der Gänge bzw. Stufen sowohl bei Handschaltgetrieben als auch bei Stufenautomaten erhöht, die Motivation dazu waren Fahrbarkeit und Verbrauch. Der erste größere Innovationsschub bei den Automatikgetrieben kam mit der Einführung elektronischer Steuergeräte. Damit standen zusätzliche Freiheitsgrade zur Verfügung, die vor allem für Komfortverbesserungen und die bessere Abstimmung mit dem Motor genutzt wurden. So ließen sich auch die Potenziale von Wandlerüberbrückungskupplungen zur Verbrauchsverbesserung besser nutzen. Einen weiteren starken Schub hat die Getriebetechnik dann in den neunziger Jahren des letzten Jahrhunderts bekommen. Mit der Einführung von Stufenlosgetrieben für höhere Drehmomente kamen die Planetengetriebe unter Druck. In mehreren Evolutionsstufen haben sie aber wieder eine Spitzenposition erreicht. Mit den Doppelkupplungsgetrieben wurde das Spektrum nochmals erweitert. Der Bedarf an automatisch schaltenden Getrieben steigt auch in Märkten, die von Handschaltgetrieben dominiert waren, und mit der Doppelkupplungstechnologie können bestehende Fertigungsanlagen für Handschaltgetriebe weiter genutzt werden. Dieser neue Wettbewerb war und ist sehr fruchtbar. Moderne Automatikgetriebe können sowohl in Verbrauch als auch in Fahrbarkeit Handschaltgetriebe übertrumpfen. Mit dem Auftreten der Hybridtechnik ist noch mehr Leben in die Getriebewelt gekommen. Die Freiheitsgrade nehmen weiter zu und vielfältige Kombinationen aus Verbrennungsmotor, E-Motor und Getriebe sind machbar. Dabei muss u. a. beachtet werden, dass z. B. bestimmte Verbrauchsreduzierungspotentiale aus OptimierungsmaßnahV

VI

Vorwort

men nicht kumulativ nutzbar sind. Eine Gesamtsystemauslegung ist zwingend notwendig, um die möglichen Potenziale zu erschließen. Damit ist erläutert, warum Getriebe eine so bedeutende Stellung haben. Ist das auch die Rechtfertigung für ein weiteres Getriebebuch, da es doch schon eine ganze Anzahl guter Bücher gibt? Die heutigen Innovationsgeschwindigkeit macht das Ausführungswissen schnell vergänglich, mit Hilfe von Auslegungswissen können bestehende Getriebekonzepte und -technologien im Hinblick auf neue Anforderungen und Applikationen angepasst und weiter entwickelt werden. Beides ist sehr gut in der existenten jüngeren Literatur zu Fahrzeuggetrieben abgebildet. Wir haben einen darüber hinausgehenden Anspruch und gehen einen zusätzlichen Schritt. Die System- und Methodenkompetenz zu Fahrzeuggetrieben stellt das Wissen um die Motivation und die Notwendigkeit für Getriebetechnologien sowie die Wechselwirkungen mit umgebenden Systemen im Kontext der Gesamtfahrzeuge in den Mittelpunkt. Abstrahierend werden die zahlreichen Komponenten und Subsysteme eingeführt, sodass eine zeitlose Kompetenz vermittelt wird. Auf dieser Basis lassen sich auch neue Konzepte entwickeln und bewerten; wir würden uns sehr freuen, wenn wir mit diesem Buch Anregungen dafür gäben. Bei der Verfassung des Buches haben uns Fachleute der Unternehmen AVL und GETRAG, des Instituts für Fahrzeugtechnik der TU Braunschweig und des Instituts für Maschinenelemente und Entwicklungsmethodik der TU Graz durch Diskussionen, Korrekturlesen des Textes und Anregungen wesentlich unterstützt. Hierfür gebührt ihnen unser herzlicher Dank. Besonders zu erwähnen sind an dieser Stelle die Herren Gerhard Kokalj, Björn Wultsch, Christian Hörsken, Tobias Kassel, Artur Plötner und Carl-Philipp Seekamp, die mit fachlichen Diskussionen und Anregungen beigetragen haben. Weiterhin wollen wir ihnen für die Koordinationsarbeiten bei der Verfassung des Manuskripts danken, die trotz der Arbeitsbelastung und räumlichen Entfernung der Autoren und des Verlags mit bewundernswerter Übersicht und Geduld gelöst wurden. Bei Rolf Najork möchten wir uns für seine Mitarbeit als Autor der ersten Auflage bedanken.

Formelzeichen, Indizes und Abkürzungen1

Formelzeichen a A be c cu cW d E f fR F FB FG Fk FL FN FR FSt Fx Fz g i i0 J

Achsabstand Fläche spezifischer Kraftstoffverbrauch (Feder-)steifigkeit Umfangskomponente der Absolutgeschwindigkeit Luftwiderstandsbeiwert (in Fahrzeuglängsrichtung) Dämpfung; Durchmesser Energie Frequenz Rollwiderstandsbeiwert Kraft Beschleunigungswiderstandskraft Gewichtskraft Zugkraft Konstantfahrt Luftwiderstandskraft Normalkraft Rollwiderstandskraft Steigungswiderstandskraft Reifenlängskraft Radvertikallast Erdbeschleunigung Übersetzung Standgetriebeübersetzung des Planetenradsatzes Massenträgheit

1

Diese Liste enthält die wesentlichen Formelzeichen, die in diesem Buch verwendet werden. Bei Doppelbelegungen geht die Bedeutung aus dem Kontext hervor. VII

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Formelzeichen, Indizes und Abkürzungen

m m P M n n0 nS N Oe p P Q r rm rW S t T V VP

Masse verbrauchter Kraftstoff=Zeit Moment Drehzahl Leerlaufdrehzahl Ganganzahl Anzahl Erregungsordnung Druck; Flächenpressung Leistung Wärme Radius mittlerer Reibradius Wirkradius Schlupf Zeit Periodendauer; Temperatur Volumen Volumenstrom kinetische Energie Strecke Geschwindigkeit maximale Fahrzeuggeschwindigkeit Beschleunigung Profilverschiebung Zähnezahl Anzahl Reibpaarungen Winkel Eingriffswinkel Schrägungswinkel Winkel Differenz Überdeckung Profilüberdeckung Sprungüberdeckung Wirkungsgrad Drehmassenzuschlagsfaktor; aufnehmbares Eingangsmoment in Abhängigkeit von Drehzahlverhältnis Reibkoeffizient; Drehmomentwandlung Gleitreibbeiwert Haftreibbeiwert Drehzahlverhältnis am Wandler

Wkin x xP xP max xR xi z Z ˛ ˛n ˇ ı " "˛ "ˇ g h


L ' 'k 'S !

Dichte Luftdichte Verdrehwinkel Übersetzungsstufensprung vom i-ten zum i C 1-ten Gang Spreizung Progressionsfaktor Winkelgeschwindigkeit

Indizes a alt An b, B B be BS des Diesel dyn e e,H eff Fzg g G ges GW h H HG H˛ i i in iso K k k ke L

außen alt Antrieb Beschleunigungswiderstand Biegung Beschleunigungsleistung am Rad Bezugsseite destroking Dieselmotor (-konzept) dynamisch Erregung; in Verbindung mit spezif. Kraftstoffverbrauch Haupterregung effektiv Fahrzeug Gleit (-beiwert) Getriebe gesamt Gelenkwelle Haft (-beiwert) Hohlrad Hauptgetriebe Profilwinkelmodifikation innen Übersetzungsstufe i eingehend, Eingang Isolation Kupplung konstant Stufensprung Leistung am Rad bei Konstantfahrt Luft, Luftwiderstand

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X

LT M m max min N n Na nBS nenn neu Nf Otto out P R Ra rad S Sp St stroke SW Sync t T th u V VKM w W wt z ZT ˛ ˛ ˛a ˛f ˛ˇ ˇ ˇ


Leertrum Motor mittel, mittlere, mittlerer maximal minimal Normalhöchste Übersetzungsstufe; Schrägungswinkel; Modulgrößen Kopfnutzkreis Nichtbezugsseite Nenndrehzahl; -moment neu Fußnutzkreis Ottomotor (-konzept) ausgehend, Ausgang Planetenrad Reibung; Rollwiderstand; Reifen Rangegruppe Rad Spreizung; Sonnenrad Splitgruppe Steigung, Steigungswiderstand stroking Seitenwelle Synchron tangential Planetenradträger theoretisch Umfang Verlust Verbrennungskraftmaschine wirkend Wind Umfangskraft Zähnezahl Zugtrum Profilüberdeckung Profilballigkeit Kopfrücknahmen Fußrücknahmen Flankenwinkelmodifikation Sprungüberdeckung Breitenballigkeit


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Abkürzungen ABS AMT ASIL ASIC ASM AT ATF B CAE CAN CFD CVT DCT DIN DK EK EMS EMV ESP EVT FL FMEA GWK HA HPDC IEC IGBT

Anti-Blockier-System automated manual transmission (automatisiertes Schaltgetriebe) automotive safety integrity level application-specific integrated circuit Asynchronmaschine automatic transmission (Automatikgetriebe, Stufenautomat) automatic transmission fluid Bremse computer-aided engineering controller area network computational fluid dynamics continuously variable transmission (Stufenlosgetriebe) double clutch transmission (Doppelkupplungsgetriebe) Deutsches Institut für Normung Direktgangkupplung Eingangskupplung Einmassenschwungrad elektromagnetische Verträglichkeit Elektronisches Stabilitätsprogramm electric variable transmission Freilauf failure modes and effects analysis (Fehler-Möglichkeits- und -Einflussanalyse) geregelte Wandlerüberbrückungskupplung Hinterachse high-pressure die cast International Electrotechnical Commission insulated-gate bipolar transistor (Bipolartransistor mit isolierter GateElektrode) ISO International Organization for Standardization IVT infinitely variable transmission K Konstantübersetzung K Kupplung konst konstant L Leitrad LIN local interconnect network Lkw Lastkraftwagen mech mechanisch MOSFET metal oxide semiconductor field-effect transistor (Metall-Oxid-HalbleiterFeldeffekttransistor) MPI multipoint injection

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MT NEDC NEFZ NiMH NTC NVH NYCC OBD OEM OK P PB PCM Pkw PSM PTC PWM QFD R RB SAE SIL SUV T TA TCC TCU TRS VA VBS VFS VKM WOT ZEV ZMS


manual transmission (Handschaltgetriebe, manuelles Getriebe) New European Driving Cycle Neuer Europäischer Fahrzyklus Nickel-Metallhydrid negative temperature coefficient noise, vibration, harshness New York City Cycle (New-York-Stadtzyklus) On-Board-Diagnose Original Equipment Manufacturer Overdrive-Kupplung Pumpenrad Pumpenbremse powertrain control modul Personenkraftwagen permanenterregte Synchronmaschinen positive temperature coefficient Pulsweiten-Modulierung quality function deployment Rückwärtsgang Rückwärtsgangbremse Society of Automotive Engineers safety integrity level Sports Utility Vehicle Turbinenrad traction assist torque converter clutch transmission control unit transmission range sensor Vorderachse variable bleed solenoid variable force solenoid Verbrennungskraftmaschine wide open throttle (Volllast) Zero-Emission Vehicle Zweimassenschwungrad

Inhaltsverzeichnis

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Kernaufgabe der Fahrzeuggetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.1 Zugkraftbedarf und Momentenbereitstellung bei Konstantfahrt . . . . . . 1.1.1 Zugkraftbedarf bei Konstantfahrt . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.1.2 Momentenbereitstellung bei Konstantfahrt . . . . . . . . . . . . . . 1.2 Zugkraftbedarf und Momentenbereitstellung bei instationären Fahrzuständen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.2.1 Zugkraftbedarf bei Beschleunigung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.2.2 Momentenbereitstellung bei Beschleunigung . . . . . . . . . . . . . 1.2.3 Verbrauchskennfeld eines Verbrennungsmotors . . . . . . . . . . . 1.2.4 Möglichkeiten der Leistungsbereitstellung . . . . . . . . . . . . . . 1.2.5 Zugkraftdiagramm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.2.6 Ansprechverhalten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.2.7 Elektrische Maschinen für den Hybrid- und E-Antrieb . . . . . . . 1.3 Verbrauchsoptimierung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.3.1 Verbrauchsermittlung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.3.2 Lastpunktverschiebung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.3.3 Optimierung der Verbrennungskraftmaschine . . . . . . . . . . . . . 1.3.4 Potenzial kombinierter Lastpunktverschiebung und Optimierung der VKM . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.3.5 Wirkungsgrad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.3.6 Zielkonflikt zwischen Verbrauch und Fahrspaß . . . . . . . . . . . . 1.4 Anfahren und Drehzahlangleichung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.4.1 Kupplungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.4.2 Anfahrvorgang . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.5 Übersetzungen und ihre Auslegung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.5.1 Übersetzungsverhältnis . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.5.2 Anforderungen zur Auslegung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.5.3 Auslegung zur Erreichung der Höchstgeschwindigkeit . . . . . . . 1.5.4 Auslegung der kleinsten Getriebeübersetzung als Overdrive . . . . 1.5.5 Auslegung der größten Getriebeübersetzung . . . . . . . . . . . . . 1.5.6 Auslegung der Anzahl und Stufung der Gänge . . . . . . . . . . . .

1 2 2 4 6 6 8 9 9 10 12 14 16 17 18 22 24 25 28 33 34 38 41 41 42 44 45 46 47 XIII

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Inhaltsverzeichnis

1.5.7 Zielkonflikte bei der Übersetzungswahl . . . . . . . . . . . . . . . . 1.5.8 Praktische Auslegungshinweise . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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Schaltdynamik und Komfort . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 53 2.1 Grundlagen des Gangwechsels und der Synchronisation . . . . . . . . . . 53 2.1.1 Klassifizierung von Schaltungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 53 2.1.2 Lastschaltende Zughochschaltung ohne Motormomenteneingriff . 56 2.1.3 Lastschaltende Zughochschaltung mit Motormomenteingriff . . . 59 2.1.4 Sensitivitäten am Beispiel der lastschaltenden Zughochschaltungen 60 2.1.5 Lastschaltende Zugrückschaltung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63 2.1.6 Zughochschaltung mit Zugkraftunterbrechung . . . . . . . . . . . . 65 2.1.7 Zugrückschaltung mit Zugkraftunterbrechung . . . . . . . . . . . . 69 2.1.8 Betriebspunkte während des Schaltens im Motorkennfeld . . . . . 71 2.2 Antriebsstrangdynamik . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 72 2.2.1 Antriebsstrangmodell . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 73 2.2.2 Reduktion von Trägheitsmomenten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 77 2.2.3 Reduktion von Federsteifigkeiten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 78 2.2.4 Ersatzsystem . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 79 2.2.5 Eigenfrequenzen und Eigenformen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 81 2.2.6 Schwingungsanregungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 86 2.2.7 Erzwungene Schwingung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 89 2.2.8 Drehschwingungsdämpfung am Getriebeeingang . . . . . . . . . . 91 2.3 Fahrzeugakustik . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 94 2.3.1 Getriebe als Geräuschquelle . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 95 2.3.2 Getriebe im Zusammenhang mit akustischem Fahreindruck . . . . 98 2.4 Fahrzeugdynamik und Fahrerinteraktion . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 100 2.4.1 Fahrzeugdynamik . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 101 2.4.2 Dynamische Koppelung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 102 2.4.3 Einfluss des Schaltens . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 102 2.4.4 Physiologische Empfindungen des Menschen . . . . . . . . . . . . . 103 Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 105

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Elemente der Leistungsübertragung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.1 Grundlagen und Wirkprinzipien . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.1.1 Übertragungsformen und Anordnungen . . . . . . . . . . . . . . . 3.1.2 Schalten und Modulieren der Leistungsübertragung . . . . . . . . 3.1.3 Funktionsweise einer Kupplung – Grundsätze der Kraftübertragung durch Reibung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.2 Einfache Verzahnungsstufen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.2.1 Auslegungskriterien für Verzahnungsstufen . . . . . . . . . . . . . 3.2.2 Die Hauptparameter einer Zahnradstufe . . . . . . . . . . . . . . .

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Inhaltsverzeichnis

3.2.3 Zahnflankenmodifikation . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.2.4 Praktische Auslegungshinweise für Stirnradstufen . . . . . . . . . 3.2.5 Geräusch- und Tragfähigkeitsoptimierung der Laufverzahnung . 3.2.6 Kegelradstufen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3 Planetenstufen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3.1 Aufbau und Kinematik der einfachen Planetenradstufe . . . . . . 3.3.2 Grafische Ermittlung von Getriebeübersetzungen . . . . . . . . . 3.3.3 Kräfte, Momente, Verluste . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3.4 Konstruktionshinweise . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3.5 Fertigung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3.6 Komplexe Planetenradsätze . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3.7 Leistungsverzweigung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3.8 Differentiale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.4 Verschieberäder und Klauenschaltungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.4.1 Wirkprinzip und Einsatzgebiete . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.4.2 Auslegungsgrundlagen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.4.3 Beispiele ausgeführter Bauformen . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.5 Trockenkupplungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.5.1 Konstruktionsmerkmale einer Trockenkupplung . . . . . . . . . . 3.6 Nasskupplungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.6.1 Grundlagen zur Drehmomentübertragung mit Mischreibung . . 3.6.2 Wärmehaushalt von Nasskupplungen . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.6.3 Verschleiß . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.6.4 Öl- und Belagsbeanspruchung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.6.5 Schleppmoment . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.7 Synchronisationseinheiten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.7.1 Abstraktion und Motivation . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.7.2 Aufbau und Funktion einer Synchronisationseinheit . . . . . . . . 3.7.3 Synchronisationssysteme . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.7.4 Auslegungs- und Optimierungshinweise . . . . . . . . . . . . . . . 3.8 Fluiddynamischer Wandler und Überbrückungskupplung . . . . . . . . . 3.8.1 Funktion und Kennlinien fluiddynamischer Wandler . . . . . . . 3.8.2 Hinweise zur konstruktiven Gestaltung des Wandlers . . . . . . . 3.8.3 Funktion und Prinzipien der Überbrückungskupplung . . . . . . 3.9 Stufenlose Leistungsübertragung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.9.1 Wirkprinzip . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.9.2 Umschlingungsvariator . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.9.3 Reibradvariator . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.9.4 Variator des Kegelringgetriebes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.9.5 Schmierung und Anpressung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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XVI

Inhaltsverzeichnis

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Betätigungs-, Servo- und Hilfssysteme . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.1 Grundlagen und Wirkmechanismen . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.1.1 Reduzierung des Kraftbedarfs . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2 Übertragungselemente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2.1 Kraftübertragung von stehenden auf drehende Elemente 4.2.2 Ein- und Ausrücksysteme . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2.3 Innere Schaltungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.3 Kühlung und Schmierung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.4 Anforderungen an Servo- und Automatisierungssysteme . . . . 4.5 Hydraulische Betätigung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5.1 Pumpen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5.2 Ventile zur Steuerung und Regelung . . . . . . . . . . . . 4.5.3 Weitere Komponenten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5.4 Regelungs- und Steuerungssubsysteme . . . . . . . . . . . 4.5.5 Elektrohydraulische Betätigungssysteme . . . . . . . . . 4.6 Pneumatische Betätigung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.6.1 Eigenschaften des Mediums Luft . . . . . . . . . . . . . . 4.6.2 Komponenten der Pneumatik . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.6.3 Beispiel pneumatischer Kupplungssteuerung . . . . . . . 4.7 Elektromechanische Betätigung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.7.1 Energiewandler . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.7.2 Leistungsübertragung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.7.3 Bauformen von Aktuatoren . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.8 Energie- und Leistungsbilanz . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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Steuerung und Regelung . . . . . . . . . . . . . 5.1 Elektronische Steuergeräte . . . . . . . . . . 5.1.1 Übersicht . . . . . . . . . . . . . . . . 5.1.2 Schnittstellen . . . . . . . . . . . . . 5.1.3 Mikrocontroller . . . . . . . . . . . . 5.1.4 Überwachungseinrichtung . . . . . 5.1.5 Spannungsregler . . . . . . . . . . . 5.1.6 Elektromagnetische Verträglichkeit 5.1.7 Ausführungen von Steuergeräten . 5.2 Softwarearchitektur . . . . . . . . . . . . . . 5.2.1 Architektur . . . . . . . . . . . . . . . 5.3 Signalverarbeitung . . . . . . . . . . . . . . . 5.3.1 Drehzahlsensoren . . . . . . . . . . . 5.3.2 Schaltgabelpositionssensoren . . . . 5.3.3 Drucksensoren . . . . . . . . . . . . . 5.3.4 Temperatursensoren . . . . . . . . .

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Inhaltsverzeichnis

5.3.5 Wählhebelpositionssensoren . . . . . 5.3.6 Signalaufbereitung und -filterung . . 5.3.7 Fehlererkennung . . . . . . . . . . . . 5.3.8 On-Board-Diagnose . . . . . . . . . . 5.3.9 Aktuatoren . . . . . . . . . . . . . . . . 5.4 Schaltpunktwahl . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.4.1 Schaltstrategie . . . . . . . . . . . . . . 5.5 Schaltdurchführung . . . . . . . . . . . . . . . 5.5.1 Regelung . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.5.2 Adaption . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.6 Sicherheit in Getriebesystemen . . . . . . . . 5.7 Berechnung des Drehmoments über Druck . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6

XVII

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225 225 227 229 229 230 231 235 236 238 240 242 246

Getriebekonstruktionen für Pkw-Anwendungen . . . . . . . . . 6.1 Bauartübergreifende Merkmale, Elemente und Aufgaben . . 6.1.1 Getriebeanordnungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.1.2 Getriebeentwicklung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.1.3 Konstruktionselemente des Getriebes . . . . . . . . . . 6.1.4 Entwicklungsprozess für Getriebegehäuse . . . . . . . 6.1.5 Ermittlung der Getriebebelastung . . . . . . . . . . . . 6.1.6 Toleranzanalyse . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.1.7 Getriebeapplikation und -kalibration . . . . . . . . . . 6.2 Handschaltgetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.2.1 Aufbau und Baugruppen . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.2.2 Anforderungen an Handschaltgetriebe . . . . . . . . . 6.2.3 Auslegung von Handschaltgetrieben . . . . . . . . . . 6.2.4 Ausführungsbeispiele . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.3 Automatisierte Handschaltgetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . 6.3.1 Aufbau und Baugruppen . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.3.2 Anforderungen an automatisierte Handschaltgetriebe 6.3.3 Auslegung von automatisierten Handschaltgetrieben 6.3.4 Ausführungsbeispiel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.4 Doppelkupplungsgetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.4.1 Aufbau und Baugruppen . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.4.2 Anforderungen an Doppelkupplungsgetriebe . . . . . 6.4.3 Auslegung von Doppelkupplungsgetrieben . . . . . . 6.4.4 Ausführungsbeispiele . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.5 Automatikgetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.5.1 Aufbau und Baugruppen . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.5.2 Anforderungen an Automatikgetriebe . . . . . . . . .

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XVIII

Inhaltsverzeichnis

6.5.3 Auslegung von Automatikgetrieben . 6.5.4 Ausführungsbeispiele . . . . . . . . . 6.6 Stufenlosgetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . 6.6.1 Aufbau und Baugruppen . . . . . . . 6.6.2 Anforderungen an Stufenlosgetriebe 6.6.3 Auslegung von Stufenlosgetrieben . 6.6.4 Ausführungsbeispiel . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7

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288 291 293 293 295 295 296 297

Elektrifizierung des Antriebsstrangs . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.1 Motivation und Abstraktion . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.1.1 Anforderungen an elektrische und hybride Antriebsstränge . . . . 7.2 Komponenten und Konfigurationen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.2.1 Hauptkomponenten der Elektrifizierung . . . . . . . . . . . . . . . . 7.2.2 Speichersysteme für elektrische Energie . . . . . . . . . . . . . . . . 7.2.3 Weitere Subsysteme und Interaktionen zum Gesamtfahrzeug . . . 7.2.4 Serieller Hybrid . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.2.5 Paralleler Hybrid . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.2.6 Leistungsverzweigung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.2.7 Mischformen hybrider Konfigurationen . . . . . . . . . . . . . . . . 7.3 Funktionen und Strategien hybrider Antriebsstränge . . . . . . . . . . . . . 7.3.1 Start-Stopp-Funktion . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.3.2 Rekuperation . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.3.3 Boosten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.3.4 Elektrisches Fahren . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.3.5 Lastpunktverschiebung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.3.6 Betriebsstrategien . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.3.7 Elektrifizierungsgrade und Verbrauch . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.4 Ausführungsbeispiele hybrider und elektrischer Antriebsstränge . . . . . 7.4.1 Microhybride (Start-Stopp-Systeme) . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.4.2 Leistungsverzweigte Hybride . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.4.3 Beispielhafte Serienanwendungen von Parallelhybriden . . . . . . 7.4.4 Mischform aus leistungsverzweigtem und parallelem Hybrid – Two-Mode-Hybrid . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.4.5 Parallelhybrid auf Basis des Doppelkupplungsgetriebes . . . . . . 7.4.6 Mischform aus seriellem und parallelem Hybrid . . . . . . . . . . . 7.4.7 Elektroantrieb mit zusätzlichem seriellem und leistungsverzweigtem Hybridmodus . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.4.8 Getriebe für Elektrofahrzeuge . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.4.9 Range Extender . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

301 302 304 306 306 309 312 313 315 316 316 317 318 318 319 319 320 321 324 326 326 327 329 330 331 333 334 336 336 338

Inhaltsverzeichnis

8

Getriebeanwendungen außerhalb des Pkw-Bereichs . . . . . . . . . . . . 8.1 Allgemeine Anforderungen an Getriebe außerhalb des Pkw-Bereichs 8.2 Lastkraftwagengetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.2.1 Anforderungen an Lkw-Getriebe . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.2.2 Dauerbremseinrichtungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.2.3 Auslegungshinweise für Lkw-Getriebe . . . . . . . . . . . . . . . 8.2.4 Ausführungsbeispiele von Lkw-Getrieben . . . . . . . . . . . . . 8.3 Busgetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.3.1 Anforderungen an Busgetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.3.2 Ausführungsbeispiele von Busgetrieben . . . . . . . . . . . . . . 8.4 Traktorgetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.4.1 Anforderungen an Traktorgetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.4.2 Getriebe als Teil der Tragstruktur . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.4.3 Ausführungsbeispiele von Traktorgetrieben . . . . . . . . . . . . 8.5 Motorradgetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.5.1 Anforderungen an Motorradgetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . 8.5.2 Ausführungsbeispiele mit Fußbetätigung . . . . . . . . . . . . . 8.5.3 Beispiele automatisierter Motorradgetriebe . . . . . . . . . . . . 8.6 Rennsportgetriebe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.6.1 Anforderungen im Rennsport . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.6.2 Materialien in der Formel 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.6.3 Ausführungsbeispiel eines Formel-1-Getriebes . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

XIX

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341 341 345 346 348 352 353 356 357 358 361 362 363 364 368 368 369 371 373 373 374 375 377

Sachverzeichnis . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 379

1

Kernaufgabe der Fahrzeuggetriebe

Die Grundlagen der Antriebsstrangauslegung sind das zentrale Element dieses Kapitels und die Basis für die Methoden- und Systemkompetenz zu Fahrzeuggetrieben. Zu Beginn werden die Kräfte am Fahrzeug und die Zusammensetzung des Zugkraftbedarfs erläutert. Diesem steht die Momentenbereitstellung des Antriebsstrangs gegenüber. Der Zusammenhang dieser beiden Größen, Bedarf und Verfügbarkeit von Zugkraft, wird sowohl für den Fall der Fahrt mit konstanter Geschwindigkeit als auch für Beschleunigungsvorgänge in Abschn. 1.1 und 1.2 aufgezeigt. Ziel der Entwicklung des Antriebsstrangs ist es unter anderem, bei optimalem Verbrauch auch gute fahrdynamische Eigenschaften zu gewährleisten. Dieser Zielkonflikt,

Abb. 1.1 Motor und Getriebe – gemeinsam sind sie stark. Im System und im Detail

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2016 R. Fischer et al., Das Getriebebuch, Der Fahrzeugantrieb, DOI 10.1007/978-3-658-13104-3_1

1

2

1


ansprechende Agilität bei gleichzeitiger Steigerung der Effizienz, wird in Abschn. 1.3 behandelt. Dabei werden nicht nur das Getriebe mit dem Motor alleine, sondern alle kraftübertragenden Elemente bis zum Rad als Gesamtsystem Antriebsstrang betrachtet. Bis heute ist es bei der Entwicklung des Antriebsstrangs oft noch üblich, dass Getriebe und Motor aufgrund teilweise sehr unterschiedlicher Entwicklungsschwerpunkte getrennt voneinander entwickelt und später zusammengefügt und aufeinander abgestimmt werden. Während beim Motor ein Großteil der Entwicklungszeit dafür aufgewendet wird, die Abstimmung (quasi-)statisch am Motorprüfstand durchzuführen, muss das Getriebe dynamisch im Gesamtsystem des Fahrzeugs abgestimmt werden. Verbrauchs-, Emissions- und Komfortansprüche an Fahrzeuge, die neueren Getriebetechnologien und ganz besonders die Hybridtechnologien erfordern ein Mehr an Interaktion zwischen Getriebe und Motor. Dabei werden nicht nur Informationen und Daten ausgetauscht, vielmehr kommt es situationsbedingt zu aktiver, gegenseitiger Beeinflussung. In Zukunft werden die Entwicklung des Getriebes und die des Motors viel enger miteinander verknüpft, um die gesamten Anforderungen erfüllen zu können [1]. Dies garantiert das optimale Zusammenspiel der Stärken der einzelnen Komponenten und erhöht somit die Effizienz des gesamten Fahrzeugs. In Abschn. 1.5 werden die Kriterien zur Wahl der richtigen Übersetzung erläutert. Die Aufgabe von Getriebe und Motor ist es, in jeder Fahrsituation die benötigte Antriebsleistung bereitzustellen. Dies gilt für Konstantfahrt, Beschleunigen und Verzögern. Gleichzeitig sind hoher Komfort, gute dynamische Eigenschaften und geringer Verbrauch sowie geringe Emissionen gefordert. Was dies für die Auslegung des Antriebsstrangs bedeutet, ist Gegenstand dieses Kapitels.

1.1 Zugkraftbedarf und Momentenbereitstellung bei Konstantfahrt Ein Fahrzeug zu beschleunigen, zu verzögern, aber auch bei konstanter Geschwindigkeit zu fahren, bedeutet das Überwinden von Widerständen. Die Berechnung dieser sich situationsabhängig einstellenden Fahrwiderstandskräfte, benötigter Antriebsleistungen sowie der Kräfte zwischen Fahrzeug und Fahrbahn oder an den Komponentenschnittstellen ist Aufgabe der Fahrleistungsberechnung und einer der Eckpfeiler in der Antriebsstrangauslegung.

1.1.1 Zugkraftbedarf bei Konstantfahrt An einem Kraftfahrzeug wirken unterschiedliche Kräfte, die durch Aerodynamik, Reifenabrolleigenschaften, Reibungen in Antrieb und Fahrwerk, Gravitationskräfte und Massenträgheiten hervorgerufen werden. Abb. 1.2 zeigt ein Fahrzeug auf einer schiefen Ebene (Bergauffahrt) mit den wirkenden Kräften.

1.1

Zugkraftbedarf und Momentenbereitstellung bei Konstantfahrt

3

X

FL

FR

FST

FG

α

Fk

Abb. 1.2 Kräfte am Fahrzeugmodell bei Konstantfahrt

FR bezeichnet die Rollwiderstandskraft, die sich mit Hilfe des Rollwiderstandsbeiwerts fR errechnet. Die Gleichung berücksichtigt den Steigungswinkel ˛; weitere Größen sind die Fahrzeugmasse m sowie die Erdbeschleunigung g. Der Rollwiderstandsbeiwert fR kann in erster Näherung als konstant angenommen werden – ohne diese Annahme wäre die Abhängigkeit von der Geschwindigkeit dominierend –, sodass sich unter Vernachlässigung der Auf- und Abtriebskräfte folgender Zusammenhang ergibt FR D mgfR cos ˛ :

(1.1)

FSt stellt die Steigungswiderstandskraft an einer Steigung mit dem Winkel ˛ dar. Sie entspricht dem parallel zur Fahrbahn wirkenden Kraftanteil der Gewichtskraft des Fahrzeugs, (1.2) FSt D mg sin ˛ : Bei FL handelt es sich um die Luftwiderstandskraft. Diese ist abhängig von aerodynamischen Parametern des Fahrzeugs (cW -Wert und Querspantfläche A) sowie von Luftdichte L und Anströmgeschwindigkeit, die sich aus der Differenz von Fahrgeschwindigkeit xP und der gegen die Fahrtrichtung wirkenden Windgeschwindigkeit xP W ergibt. Dabei steigt die Luftwiderstandskraft quadratisch mit der Anströmgeschwindigkeit, FL D 12 cW AL .xP xP W /2 :

(1.3)

Die für die Fahrzeuglängsbewegung relevanten Kräfte lassen sich in der sogenannten Zugkraftgleichung zusammenfassen. Diese beschreibt das Gleichgewicht zwischen Zugkraft Fk , welche durch den Antrieb des Fahrzeugs zur Verfügung gestellt wird, und den

4

1


Abb. 1.3 Fahrwiderstandskräfte bei Konstantfahrt auf Fahrbahnen mit unterschiedlichen Steigungen

Fahrwiderstandskräften, die fahrsituationsabhängig wirken. Im Fall der Fahrt mit konstanter Geschwindigkeit lautet diese Fk D FR C FSt C FL :

(1.4)

Eine detaillierte Diskussion und Herleitung der Einzelkräfte findet man z. B. in [2]. Im Hinblick auf die Konstantfahrt ist die Minimierung aller Kräfte in der Zugkraftgleichung (1.4) ein Entwicklungsziel, dem aber mehrere weitere Ziele entgegenstehen, wie z. B. Design, Größe, Sicherheit und Komfort. Dieser Aspekt wird in Abschn. 1.3 besprochen. Abb. 1.3 zeigt beispielhafte Verläufe akkumulierter Fahrwiderstandskräfte über der Fahrgeschwindigkeit, dabei ist die Steigung der Fahrbahn variiert. Lediglich die Luftwiderstandskraft zeigt eine Abhängigkeit von der Fahrgeschwindigkeit, die gemäß Gl. (1.3) quadratischer Natur ist.

1.1.2 Momentenbereitstellung bei Konstantfahrt Der für die Fahrt mit bestimmter Geschwindigkeit nötigen Zugkraft steht das vom Antriebsstrang bereitgestellte Antriebsmoment gegenüber. Der Motor stellt Drehmoment MVKM zur Verfügung. Die verfügbare Zugkraft ergibt sich durch die Übersetzungen im Antriebsstrang (Schaltgetriebe, Verteilergetriebe, Achsgetriebe) und den dynami-

1.1

Zugkraftbedarf und Momentenbereitstellung bei Konstantfahrt

5

schen Reifenhalbmesser rdyn unter Berücksichtigung des Schlupfes zwischen Reifen und Fahrbahn. Das Produkt aus Kraft und Geschwindigkeit entspricht der Leistung (Gl. (1.7)). Im stationären Fall lässt sich das Antriebsmoment aus Getriebeübersetzungen und Triebstrangwirkungsgrad einfach berechnen. Dabei gelten PAn D PVKM ges ;

(1.5)

MAn D MVKM iges ges ;

(1.6)

mit den Größen der Übersetzung i und des gesamten Wirkungsgrades des Triebstranges ges , die später in diesem Kapitel genauer erläutert werden. Abb. 1.4 zeigt eine typische Volllastkennlinie eines konventionellen Saugmotors. Sie beschreibt das bei jeweiliger Drehzahl maximal verfügbare Drehmoment des Motors. Die Linie Pke D konst beschreibt die für die Fahrt mit konstanter Geschwindigkeit nötige Leistung. Diese wird durch (1.7) Pke D Fk xP bestimmt, wobei idealisierend für den Wirkungsgrad ges D 1 angenommen ist. Die Leistung ist also abhängig von den Fahrwiderstandskräften und der Geschwindigkeit x. P Auf dieser Linie liegt der für den Fahrzustand gewählte Betriebspunkt des Motors. Sowohl in Betriebspunkt A als auch in B ist es möglich, die gewünschte konstante Geschwindigkeit zu fahren, da diese Punkte unterhalb des maximal möglichen Moments liegen. Vor Beantwortung der Frage, welcher Betriebspunkt für den jeweiligen Fahrzustand am günstigsten ist, werden zunächst instationäre Fahrzustände betrachtet.

LL

Abb. 1.4 Momentenkennlinie eines konventionellen Saugmotors

6

1


1.2 Zugkraftbedarf und Momentenbereitstellung bei instationären Fahrzuständen Mit instationären Betriebszuständen sind hier Änderungen ausschließlich in der Längsdynamik gemeint. Theoretisch sind Geschwindigkeitszu- und -abnahme zu betrachten. Bei vorzeichenrichtiger Beschreibung von Verzögerungsvorgängen gelten selbstverständlich die Zusammenhänge für Beschleunigung in gleicher Weise, sodass im Weiteren nur die Geschwindigkeitszunahme im Fokus steht.

1.2.1 Zugkraftbedarf bei Beschleunigung Ein Fahrzeug fährt mit einer konstanten Geschwindigkeit. Der Fahrer möchte nun die Fahrzeuggeschwindigkeit erhöhen. Hierzu wird eine höhere Zugkraft benötigt, die das Fahrzeug beschleunigt (vgl. Abb. 1.5). Die in Abschn. 1.1 begonnene Zugkraftgleichung (1.4) erweitert sich um den Term der Beschleunigungswiderstandskraft, Fb D FR C FSt C FL C FB :

(1.8)

Die Beschleunigungswiderstandskraft FB stellt die d’Alembert’sche Trägheitskraft am Fahrzeug dar. Dabei wirken sowohl die Fahrzeugmasse m als auch die rotatorischen Massen des Triebstrangs und des Fahrwerks, welche stets mit beschleunigt werden müssen. Im Fall (längs-)dynamischer Fahrmanöver wird ein Teil der vom Motor abgegebenen Leistung zur Beschleunigung der Triebstrangmassen benötigt und bei Verzögerungen am Rad muss zusätzliche Leistung abgeführt (in der Regel in Wärme gewandelt) werden, um die kinetische Energie der Triebstrangelemente abzubauen. Dieser Effekt wird im sogenann-

X

FL

FR

FB

FST

α Fb

Abb. 1.5 Kräfte am Fahrzeugmodell bei Beschleunigung des Fahrzeugs

1.2

Zugkraftbedarf und Momentenbereitstellung bei instationären Fahrzuständen

7

4000 + Luftwiderstandkraft 3500 Fahrwiderstandskräfte [N]

+ Luftwiderstandkraft 3000 + Luftwiderstandkraft 2500 2000

+ Beschleunigungswiderstandskraft bei 0,5 m/s²

+ Beschleunigungswiderstandskraft bei 1 m/s²

+ Beschleunigungswiderstandskraft bei 1 m/s²

1500 + Steigungswiderstandskraft bei 10% 1000 + Steigungswiderstandskraft bei 5% 500 Rollwiderstandskraft

Rollwiderstandskraft

Rollwiderstandskraft

0 0

50

100 150 200

Geschwindigkeit [km/h]

0

50

100 150 200


0

50

100 150 200


Abb. 1.6 Fahrwiderstände bei unterschiedlichen Beschleunigungen und Steigungen

ten Drehmassenzuschlagsfaktor berücksichtigt FB D mxR :

(1.9)

Der Drehmassenzuschlagsfaktor ist gangabhängig, da die getriebeeingangsseitigen Trägheiten am Rad mit Gesamttriebstrangübersetzung quadratisch wirken.1 Sie wirken daher vor allem in den niedrigen Gängen mit hoher Übersetzung gemäß 2 P 2 Ji D1C 2 : (1.10) rdyn mFzg Um zur Zielgeschwindigkeit zu kommen, muss somit eine höhere Leistung aufgebracht werden (1.11) Pbe D Fb xP D MAn !P : Abb. 1.6 zeigt die beispielhafte Zusammensetzung der Fahrwiderstandskräfte in verschiedenen Fahrzuständen. Analog zu Abb. 1.3 sind die Kräfte akkumuliert aufgetragen. Neben zwei unterschiedlichen Steigungen werden Beschleunigungsvorgänge mit zwei 1 2

Eine detaillierte Darstellung und Herleitung kann analog zu Abschn. 2.2 erfolgen. Hier enthält rdyn den Schlupf zwischen Reifen und Fahrbahn.

8

1


konstanten Beschleunigungswerten gezeigt. Die unterschiedlichen Übersetzungen in Abb. 1.10 zeigen sich am Verlauf der Beschleunigungswiderstandskraft: Entsprechend den höheren Gängen bzw. der niedrigeren Übersetzung nimmt der Faktor und mit ihm die Beschleunigungswiderstandskraft über der Geschwindigkeit ab.

1.2.2

Momentenbereitstellung bei Beschleunigung

Motordrehmoment

Die Zusammenhänge von Zugkraftangebot und -anforderung werden deutlich, wenn Abb. 1.4 um die Linie gleicher Beschleunigungsleistung gemäß Gl. (1.11) ergänzt wird, wie in Abb. 1.7 dargestellt. Um die gewünschte Beschleunigung zu erreichen, müssen die Betriebspunkte A oder B durch Erhöhung des Motormoments auf die obere Leistungskurve verschoben werden,3 was bei dem gegebenen maximalen Motormoment nur im Falle des Betriebspunktes A möglich ist, nur hier ist die Beschleunigungsreserve groß genug. Durch das Übertragen des notwendigen Zusatzmoments M zwischen den Punkten A und A über den Punkt B wird deutlich, dass bei niedrigeren Drehzahlen ein höheres Zusatzmoment erforderlich ist, um den gleichen Leistungszuwachs zu erhalten. Somit stellt sich Betriebspunkt A als vorteilhaft in Hinsicht auf Momentenbereitstellung dar.

fehlendes Moment

konst.

konst.

LL

Motordrehzahl

Abb. 1.7 Motormomentencharakteristik und Leistungsbedarfe

3 Bei zunächst gleicher Drehzahl; sie verändert sich entsprechend Gl. (1.17), wie in Abschn. 1.4.2 gezeigt wird.

1.2


9

1.2.3 Verbrauchskennfeld eines Verbrennungsmotors Zur Betrachtung, mit welcher Effizienz der Motor die Leistung abgibt, wird der spezifische Kraftstoffverbrauch be verwendet. Er ist ein Maß für die Effizienz eines Motors und das Verhältnis aus dem verbrauchten Kraftstoff pro Zeit m P (aufgewendete Energie pro Zeit) zur abgegebenen mechanischen Leistung P P : be D m=P

(1.12)

Üblich ist die Angabe in der Einheit Gramm je Kilowattstunde (g/kW h). Der spezifische Kraftstoffverbrauch erlaubt einen einfachen Vergleich unterschiedlicher Motoren gleicher Kraftstoffart. In Abb. 1.8 ist das Verbrauchskennfeld (auch Muscheldiagramm genannt) desselben Saugmotors dargestellt, der schon Basis der vorangegangenen Abbildungen und Ausführungen war. Es ist auch die Linie konstanter Leistung aus Abb. 1.4 eingetragen. Offensichtlich ist der Punkt B in einem verbrauchsgünstigeren Bereich im Vergleich zu Punkt A. Dies zeigt, dass die Wahl des Betriebspunktes des Motors in der Nähe der Volllastlinie einen besseren spezifischen Verbrauch bedeutet.

1.2.4

Möglichkeiten der Leistungsbereitstellung

Um dem Fahrer nun die gewünschte Beschleunigungsleistung in Punkt B zu bieten, gibt es ausgehend vom in Abb. 1.7 dargestellten Saugmotor drei Möglichkeiten:

Abb. 1.8 Verbrauchskennfeld eines Saugmotors mit Betriebspunkten

10

1


LL

Abb. 1.9 Erweiterung des Betriebsbereiches einer VKM

Optimierung der Verbrennungskraftmaschine (VKM) Ergänzung einer elektrischen Maschine (E-Motor), also die Hybridisierung Wechsel zu einer anderen Übersetzung, also Schalten des Getriebes In Abb. 1.9 sind diese drei Möglichkeiten dargestellt. Mit der Ergänzung eines Turboladers kann die VKM ertüchtigt werden und bei gleicher Drehzahl steht ein für den Beschleunigungswunsch ausreichendes Drehmoment zur Verfügung. Die für eine Elektromaschine typische Drehmomentencharakteristik ist in das Diagramm ebenfalls aufgenommen. In einer parallelen Anordnung darf deren Moment zu dem des Saugmotors addiert werden (vgl. Kap. 7). Diese Summenkurve zeigt, dass auch in diesem Fall der Beschleunigungswunsch befriedigt werden kann. Den beiden Fällen ist gemein, dass die Übersetzung bzw. das Drehzahlniveau der VKM konstant bleiben. Weiter vorne ist gezeigt, dass in Punkt A – bei entsprechend höherer Drehzahl – die geforderte Beschleunigung ebenfalls erreicht werden kann. Somit ist der Wechsel der Übersetzung ein ebenfalls adäquates Mittel, um die Anforderungen zu erfüllen. Mit dem letzten Lösungsansatz ist motiviert, dass Getriebe mit mehreren Übersetzungen bzw. Stufen zum Einsatz kommen. Soweit dies diskrete Stufungen sind, ist der Informationsgehalt der bisherigen Grafiken nicht ausreichend.

1.2.5 Zugkraftdiagramm In der Getriebeentwicklung hat sich das Auftragen der Zugkraft über der (Fahrzeug-)Geschwindigkeit etabliert. Abb. 1.10 zeigt ein solches Zugkraftdiagramm. In dieser Darstellung findet sich die erforderliche Zugkraft, die sich aus den einzelnen Widerstandskräften

1.2


11

8000 Schlupfgrenze beladen 7000

6000

Kra am Rad [N]

5000

Schlupfgrenze 100 % Zuladung 20 % Steigung

4000 0 % Zuladung 20 % Steigung 3000

2000 0 % Zuladung 0 % Steigung 1000 direkter Antrieb der Räder 0 0,00

100,00

200,00

300,00 400,00 Geschwindigkeit [km/h]

500,00

600,00

700,00

Abb. 1.10 Zugkraftdiagramm

errechnet, wie in Abschn. 1.1 eingeführt (vgl. Abb. 1.4). Das durch den Motor angebotene maximale Antriebsmoment für jede Übersetzungsstufe wird durch eine eigene Kurve repräsentiert, die Umrechnung erfolgt mit der Übersetzung ii der jeweiligen Stufe und dem dynamischen Rollradius rdyn . In diesem Fall sind insgesamt sechs Übersetzungsstufen gezeigt. Die gepunkteten Linien zeigen beispielhaft die Zugkraftbedarfe für Konstantfahrten an unterschiedlichen Steigungen. In Abb. 1.10 ist außerdem die sogenannte Zugkrafthyperbel eingezeichnet. Sie wird durch die Punkte maximaler Leistung kombiniert mit der idealen Übersetzung für jede Geschwindigkeit gebildet, analog zu Gl. (1.7). Die Zugkrafthyperbel wird an ihren beiden Enden begrenzt. Die Reibverhältnisse zwischen Rad und Untergrund limitieren die maximale übertragbare Kraft, wird diese überschritten, kommt es zum Durchdrehen der Räder. Daher wird diese Grenze auch als Schlupfgrenze bezeichnet. Der Schnittpunkt mit der Zugkraftbedarfslinie in der Ebene ergibt die maximale Geschwindigkeit xP max . Die Darstellung des Zugkraftdiagramms erläutert die zentrale Aufgabe des Getriebes. Abhängig von der jeweiligen Fahrsituation passt das Getriebe Drehmoment und Drehzahl des Motors innerhalb dessen Leistungsfähigkeit durch Wandlung an die Zugkraftbedarfe an. Die Differenz zwischen der Kurve des Leistungsbedarfs und der Volllastkurve im jeweiligen Gang beschreibt die für die Beschleunigung des Fahrzeugs verfügbare Be-

12

1


schleunigungskraft. Die Notwendigkeit von Übersetzungen zeigt auch die Darstellung des Direktantriebs,4 der unteren (grauen) Kurve. In den bisherigen Darstellungen sind die Zusammenhänge (quasi-)statisch als Antriebsmoment über Drehzahl aufgetragen. Tatsächlich handelt es sich jedoch um dynamische Übergänge, die einen zeitlichen Verlauf haben.

1.2.6 Ansprechverhalten Nicht nur die Drehmomenthöhe ist von Relevanz. Auch die Aufbaugeschwindigkeit, sprich der Zeitraum, in dem das Moment bereitgestellt werden kann, sowie der zeitliche Verlauf sind von Bedeutung. In Abb. 1.11 sind die Charakteristika einiger Motorkonzepte bei Volllastbeschleunigung dargestellt. In allen Fällen wird die Fahrpedalstellung von 20 % auf 100 % erhöht und die zeitlichen Reaktionen von Antriebsmoment und Drehzahl werden gezeigt. Verlauf 1 stellt das Verhalten eines Saugmotors dar. Das Ansprechverhalten ist abhängig vom Luftvolumen hinter der Drosselklappe.

Abb. 1.11 Ansprechverhalten verschiedener Motorkonzepte

4

Die VKM treibt die Räder direkt an, es gilt iges D 1.

1.2


13

Für Verlauf 2 bringt die Kombination einer VKM als Saugmotor und einer elektrischen Maschine eine leichte Verbesserung des Ansprechverhaltens, da der Momentenanstieg des E-Motors beinahe sprunghaft erfolgen kann. Die zusätzliche Leistung wird einer Batterie entnommen. Durch den sprunghaften Anstieg des Moments muss jedoch auf die Belastung für die nachfolgenden Bauteile, die Rutschgrenze und das Schwingungsverhalten (z. B. Ruckeln) geachtet werden. Der Drehzahlverlauf ist beinahe identisch zu Verlauf 1. Verlauf 3 stellt das Verhalten eines klassischen Turbomotors dar. Es zeigt sich das bekannte Turboloch: Der Abgasturbolader bezieht seine Energie aus der Enthalpie des Abgases. Bei Änderung der Gaspedalstellung ist diese jedoch vorerst noch gering und wird erst bei steigendem Abgasmassenstrom verfügbar. Dieser Leistungsmangel bei niedrigen Drehzahlen und die Tatsache, dass die träge Masse der Turboladerwelle erst beschleunigt werden muss, führen zu einem verzögerten Ansprechverhalten. Zunächst erfolgt der Momentenaufbau sehr ähnlich zu einem gleichvolumigen Saugmotor. Im Verlauf 4 zeigt sich das gegenüber dem trägen Ansprechverhalten des herkömmlichen Turboladers deutlich bessere Verhalten eines elektrisch angetriebenen Turboladers. Für ihn muss die elektrische Leistung für die Aufladung von einem Energiespeicher (z. B. Batterie) bereitgestellt werden, wobei man mit ca. 2 kW elektrischer Leistung die Motorleistung um 10–15 kW erhöhen kann. Das Ansprechverhalten ist besser, da der Elektromotor in der Lage ist, den Verdichter sofort anzutreiben. Verlauf 5 zeigt die Kombination des Turbomotors mit einer elektrischen Maschine. Man erkennt eine deutliche Verbesserung des Ansprechverhaltens gegenüber den Verläufen 3 und 4, sowohl im Momenten- als auch im Drehzahlverlauf. Auch für die Charakteristika unterschiedlicher Getriebevarianten wird die Fahrpedalstellung von 20 % auf 100 % erhöht. Die zeitlichen Verläufe sind in Abb. 1.12 dargestellt. Verlauf 6 zeigt für ein Handschaltgetriebe in Kombination mit einem Saugmotor eine Verzögerung aufgrund der Zugkraftunterbrechung während des Gangwechsels (hier wird beispielhaft eine Rückschaltung betrachtet). Zum Gangwechsel muss das Getriebe momentenfrei sein, d. h., die Kupplung wird geöffnet und das Fahrpedal zurückgenommen. Im neuen Gang steht dann durch den Übersetzungswechsel ein höheres Moment zur Verfügung, der Drehzahlgradient liegt über dem von Verlauf 1. Zum Ende des Schaltvorgangs kommt die Fahrpedalanforderung und der Motor dreht teilweise frei hoch, bis der Kupplungsschlupf vollständig abgebaut ist (vgl. Abschn. 2.1.6). Verlauf 7 zeigt für ein Lastschaltgetriebe mit Rückschaltung dessen deutlichen Vorteil gegenüber dem Handschaltgetriebe. Die Zeit zwischen Forderung (Fahrpedalstellung) und Bereitstellung des Moments ist wesentlich kürzer. Während des Schaltvorgangs erfolgt keine Zugkraftunterbrechung und somit keine Verzögerung.

14

1


Abb. 1.12 Ansprechverhalten verschiedener Getriebekonzepte

1.2.7 Elektrische Maschinen für den Hybrid- und E-Antrieb Die Elektrifizierung oder Hybridisierung von Antriebsträngen spielt in der Praxis eine zunehmende Rolle. In Kap. 7 werden die grundlegenden Zusammenhänge erläutert. Im Rahmen der Methoden- und Systemkompetenz ist es bereits an dieser Stelle wichtig, die wesentlichen Eigenschaften zur Beurteilung der Wechselwirkungen zu kennen. Elektrische Maschinen kommen in der Getriebewelt außerdem für Betätigungssysteme (vgl. Abschn. 4.7.1) und Pumpenantriebe (vgl. Abschn. 4.5.5) zum Einsatz. Aktuell findet man für die Traktionsanwendung im Fahrzeug vor allem elektrisch kommutierte Maschinen. Gleichstrommotoren werden aufgrund des schlechteren Wirkungsgrads und des Bürstenverschleißes kaum verwendet. Bei elektrisch kommutierten Maschinen unterscheidet man zwischen Synchron- und Asynchronmotoren. Während beim Synchronmotor der Rotor mit derselben Geschwindigkeit wie das Drehfeld umläuft, existiert bei einer Asynchronmaschine eine Differenz der beiden Geschwindigkeiten – der sogenannte Schlupf. Dieser Schlupf ist auch der größte Nachteil, da er der Grund für den schlechteren Wirkungsgrad gegenüber einer Synchronmaschine ist. Bei gleicher Leistung würde dies dementsprechend zu einem größeren Bauraum gegenüber einer Synchronmaschine führen. Die Vorteile einer Asynchronmaschine liegen in einer langen und wartungsarmen Lebensdauer.

1.2

Zugkraftbedarf und Momentenbereitstellung bei instationären Fahrzuständen Stator

Rotor

Stator

Rotor

Stator

15

Rotor

Magneten Statorwicklungen

Schleifringe Rotorwicklungen Statorwicklungen

Kurzschlusskäfig Statorwicklungen

Permanenterregte Synchronmaschine

Fremderregte Synchronmaschine

Asynchronmaschine

Abb. 1.13 Häufig verwendete elektrische Maschinen

Synchronmotoren können weiter unterteilt werden in permanent- und fremderregte Synchronmotoren. Bei der ersten Variante wird das Erregerfeld durch Permanentmagnete erzeugt, während beim fremderregten Motor das Magnetfeld über einen Elektromagnet erzeugt wird, wobei die Stromzufuhr i. Allg. über Schleifringe erfolgt. Permanenterregte Synchronmaschinen (PSM) sind aufgrund der benötigen Materialien für die Magnete teurer, jedoch im Wirkungsgrad ein wenig besser als fremderregte Motoren. Der Hauptnachteil von fremderregten Motoren liegt im Aufwand der elektrischen Übertragung an den Rotor, je nach Prinzip insbesondere dem Verschleiß der Schleifringe. Aus Sicherheitsgründen muss bei PSM beachtet werden, dass eine Bewegung des Rotors aufgrund des Permanentmagnets immer eine Spannung induziert, während dies bei einer fremderregten Maschine nur möglich ist, wenn in der Erregerwicklung Strom fließt. Abb. 1.14 zeigt die Wirkungsgrade einer PSM. Der größte Vorteil hinsichtlich der Momentenbereitstellung ist die Fähigkeit der Elektromaschine, vom Stillstand heraus Moment abzugeben, was einem Verbrennungsmotor nicht möglich ist. Während moderne Dieselmotoren maximale Wirkungsgrade von ca. 40 % aufweisen, erreichen PSM Wirkungsgrade um 95 %. Auch über den gesamten Betriebsbereich übersteigt die Effizienz der elektrischen Maschine die einer VKM deutlich. Dabei ist jedoch zu beachten, auf welche Weise und mit welchem Wirkungsgrad der für den Betrieb erforderliche Strom erzeugt wird. Die Sympathie für einen elektrischen Antrieb beruht zu einem erheblichen Teil auf der Möglichkeit des sauberen Betriebs ohne Erzeugung von CO2 und Schadstoffen. Dies fordert jedoch die Gewinnung des Stroms aus erneuerbaren Energieträgern wie Wind oder Sonne. Zur Getriebebetätigung und zum Antrieb von Pumpen sind sowohl konventionelle Bürstenmotoren als auch permanenterregte Synchronmotoren gebräuchlich. Entscheidend für die Wahl sind die Lastkollektive (Bürstenverschleiß) und Dynamikanforderungen an

1


Moment

16

95% 90% 85% 80%

75%

70% 65% 60%

Drehzahl

Abb. 1.14 Wirkungsgradkennfeld einer PSM

die Motoren. In beiden Fällen haben die elektrisch kommutierten Motoren Vorteile, wobei die Bürstenmotoren deutlich preisgünstiger sind.

1.3 Verbrauchsoptimierung Der Antriebsstrang hat wesentlichen Einfluss auf Komfort, Verbrauch und Sportlichkeit (Dynamik) eines Fahrzeugs. Stand bislang vor allem der Motor im Mittelpunkt des Interesses, so konzentriert sich die Aufmerksamkeit verstärkt auf das Getriebe. Der Motor kann noch so dynamisch und verbrauchsgünstig sein, der Gesamteindruck des Antriebsstrangs wird nicht optimal sein, wenn optimale, verbrauchsgünstige Betriebspunkte aufgrund der verfügbaren Übersetzungen nicht nutzbar sind oder das Getriebe zu hohe Verlustleistung hat. Durch die stetige Forderung der Reduktion des CO2 -Ausstoßes gibt es verschiedene Ansätze zur Verbesserung des Antriebsstrangs und damit zu einem geringeren Treibstoffverbrauch [3]. Lastpunktverschiebung bedeutet, den Betriebspunkt der eingesetzten VKM in einen Bereich mit einem höheren Wirkungsgrad (niedrigem spezifischem Verbrauch) zu verlegen. Der Zeitanteil der Betriebszyklen, in welchen die VKM im Bereich von geringem spezifischem Kraftstoffverbrauch betrieben wird, sollte so groß wie möglich sein. In diesem Zusammenhang werden zwei Effekte genutzt:

1.3

Verbrauchsoptimierung

17

Downsizing der VKM – Verkleinerung des Hubraums bei gleichzeitiger Erhöhung des Mitteldrucks, z. B. durch Aufladung.5 Somit wird gleichbleibende Leistung bei geringerem Verbrauch oder erhöhte Leistung bei gleichbleibendem Verbrauch erzielt. Dies erfordert selbstverständlich angepasste Getriebesysteme. Downspeeding – Getriebeabstufung mit größerer Gangspreizung und dadurch deutlich abgesenktem Drehzahlniveau. Durch motorische Maßnahmen kann das Potenzial zur Drehzahlabsenkung vergrößert werden (Stichwort „low-end torque“). Die Möglichkeiten werden durch moderne Getriebetechnologie erst nutzbar, da die elektronische Steuerung für zügige bzw. dynamische und gleichzeitig komfortable Schaltungen sorgt. Die Optimierung der VKM selbst ermöglicht die Reduktion der CO2 -Emissionen. Der Schwerpunkt in der Dieselentwicklung ist, die gute Effizienz beizubehalten und die immer schärferen Abgasgesetzgebungen einzuhalten. Neue Verbrennungstechnologien kombiniert mit neuen Versorgungssystemen (Hochdruckeinspritzung und Zylinderabschaltung) versprechen diese Ziele zu erreichen. Entwicklungsschwerpunkt im Bereich Benzinmotoren ist die weitere Reduzierung der Drosselverluste in der Teillast, z. B. durch Abgasrückführung, variablen Ventiltrieb oder Direkteinspritzung. Mit der Reduzierung der Verlustleistung ergibt sich eine weitere Möglichkeit. Dabei steht der Grundsatz im Vordergrund, dass jede Leistung bzw. jedes Moment, welches nicht zum Antrieb verwendet wird, vermieden oder so gering wie möglich gehalten werden muss. Dies gilt für Motor, Getriebe und den gesamten Antriebsstrang sowie alle Nebenaggregate und betrifft die Verluste durch Reibung, Schmierung, Kühlung, Aktuatoren, Lenkhilfepumpe etc. In diese Kategorie fällt auch die Start-Stopp-Funktion, sie vermeidet die Verluste im Leerlaufbetrieb der VKM durch Abstellen. Die technischen Anforderungen und Erweiterungen, die zur Implementierung dieser Funktion erforderlich sind, werden in Kap. 4, 5 und 7 erörtert.

1.3.1 Verbrauchsermittlung Zur Beurteilung und Interpretation der Verbrauchskennwerte ist es erforderlich, die entsprechenden Messmethoden und Vorschriften zu kennen. Insbesondere die Bewertung der unterschiedlichen Getriebearten weicht voneinander ab, was bei der Interpretation der Werte unbedingt zu berücksichtigen ist. Auch lassen sich die Angaben der unterschiedlichen globalen Regionen nicht miteinander vergleichen. In Europa wird nach dem Neuen Europäischen Fahrzyklus (NEFZ, oder englisch NEDC – New European Driving Cycle) gemessen, in Nordamerika ist der FTP75-Zyklus verbindlich vorgeschrieben. Schließlich verwendet Japan auch eigene Zyklen (10–15). Allen Zyklen ist gemeinsam, dass unterschiedliche Fahrzustände abgebildet werden, die möglichst repräsentativ die durch5

Der Mitteldruck ist der über den Arbeitszyklus eines Kolbens gemittelte Druck im Zylinder und ein direktes Maß für das Drehmoment.

18

1


schnittlichen Fahrgewohnheiten in der jeweiligen Region abbilden sollen. Leider zeigt sich in den realen Kraftstoffverbräuchen, dass die für die Fahrzeughomologation ermittelten Werte, die auch in den Katalogen angegeben und für die Fahrzeugbesteuerung herangezogen werden, in der Praxis kaum erreicht werden können. Die Umweltrandbedingungen der Messungen sind genau definiert und vor der Messung sind die Fahrzeuge zu konditionieren. Die genauen Vorschriften und Vorgehensweisen sind nicht Gegenstand dieses Werkes, für weitere Details sei auf die einschlägige Literatur verwiesen, die Regelungen können [4] entnommen werden. Abb. 1.15 zeigt den NEDC. Er ist synthetisch erstellt und besteht aus einem Stadtanteil, der insgesamt viermal durchfahren wird, und einem Überlandanteil. Die gesamte Dauer beträgt 1180 s, und die zurückzulegende Strecke beträgt 11 km. Die Beschleunigung im Überlandteil auf 100 km/h muss abgeschlossen sein, bevor ein optionaler 6. Gang geschaltet werden darf, der maximale Zeitanteil in einem solchen Gang ist 7,1 %. Der Vergleich zwischen einem Handschalt- und einem Automatikgetriebe zeigt, dass das letztere häufiger in höhere Gänge schaltet. Im Hinblick auf die Beurteilung von Verbrauchswerten und Optimierungspotenzialen ist jedoch die prinzipiell unterschiedliche Behandlung von Handschaltgetrieben und automatisch schaltenden Getrieben wichtig. Bei einem Fahrzeug mit Handschaltung ist der Fahrer ein wesentlicher Faktor für den Verbrauch, da er die Übersetzungen bzw. Gänge und die Zeitpunkte der Wechsel definiert. Daher sind für die Handschaltgetriebe die Fahrgänge in den Zyklen fest vorgegeben, hingegen kann bei allen automatisch schaltenden Getrieben die Fahrstufe durch die Getriebesteuerung frei gewählt werden. Eine intelligente Wahl der Schaltkennlinien kann also verbrauchsmindernd wirken, ebenso wie ein intelligenter Fahrer bei einem Handschaltgetriebe. Die Definition der Schaltkennlinien wird in Abschn. 5.4 erläutert.

1.3.2 Lastpunktverschiebung In Abschn. 1.2.3 ist aufgezeigt, dass der Motor den höchsten Wirkungsgrad (geringsten spezifischen Kraftstoffverbrauch) in der Nähe der Volllastlinie hat. Daher ist es sinnvoll, den Betriebspunkt entlang der Leistungshyperbel weit in Richtung der Volllastlinie des Motors zu verschieben. Bei einem Stufengetriebe werden durch die Übersetzungen der Gänge die möglichen Punkte auf der Hyperbel vorgegeben (vgl. Abb. 1.10). Wird bei einem Handschaltgetriebe eine längere Getriebeübersetzung verwendet, kann der Nutzen nur dann realisiert werden, wenn der Fahrer durch frühzeitiges Hochschalten diese Betriebspunkte auch wählt. Bei einem Beschleunigungswunsch ist zur Erreichung akzeptabler Fahrleistungen eine Rückschaltung erforderlich. Dieses häufige Schalten wird oft als unkomfortabel empfunden. Außerdem werden in den Fahrzeugvergleichen der Automobilpresse immer wieder Elastizitätswerte angegeben, also Zeiten, die benötigt werden, um in einem fixierten Gang die Geschwindigkeit von einem vorgegeben Wert um einen bestimmten Betrag zu erhöhen. Mit der Einführung automatischer Schaltungen lassen sich

1.3


Abb. 1.15 Verbrauchszyklus NEDC

19

20 a

1


b

Abb. 1.16 Einsparungspotenzial für Treibstoffverbrauch durch Lastpunktverschiebung (a) und Auswirkung auf die Effizienz (b)

die empfundenen Komfortnachteile kompensieren, dabei liegt die Schalthäufigkeit bei automatisch schaltenden Getrieben signifikant höher als bei Handschaltgetrieben. In jüngster Zeit haben sich auch Schaltempfehlungsanzeigen etabliert, meist in Verbindung mit Start-Stopp-Systemen. Sie zeigen dem Fahrer visuell an, wann ein besserer Betriebspunkt durch eine Schaltung nutzbar ist. Durch die Automatisierung der Schaltvorgänge wird die Verlustleistung des Getriebes erhöht. Aus diesem Grund fällt der effektive Verbrauchsvorteil etwas geringer aus. Dies ist in Abb. 1.16 dargestellt. Die Arbeit, die der Fahrer beim Handschaltgetriebe verrichten muss, um einen Gangwechsel durchzuführen (Betätigung des Schalthebels und der Kupplung), erledigt beim automatisch schaltenden Getriebe die Aktuatorik (vgl. Kap. 4 und 5), was einen Teil des Mehrenergiebedarfs des Getriebes gegenüber der Handschaltung verursacht. Je nach Getriebekonzept treten noch weitere Verluste auf, die aus der Bauart und den verwendeten Komponenten bedingt sind, wie z. B. mehrere Kupplungen, Wandler und reibschlüssige Leistungsübertragung. Wesentlichen Einfluss auf die Potenziale durch Lastpunktverschiebung haben auch die eingesetzten Motoren. Sehr deutlich wird der Unterschied im Vergleich zwischen Ottound Dieselmotoren, wie in Abb. 1.17 dargestellt. Um die Motorgröße selbst auszublenden, wird hier die Auftragung des spezifischen Kraftstoffverbrauchs über dem Mitteldruck gewählt. Letzterer ist proportional zum Motormoment, ein direkter Vergleich mit der Darstellung in Abb. 1.16b ist also möglich. Für den besten Verbrauch sollte ein Betriebspunkt im Minimum der Verläufe angestrebt werden. Durch die unterschiedliche Charakteristik der beiden Motoren ergibt sich bei einem Ottomotor ein deutlich größeres Einsparpotenzial im Vergleich zum Dieselmotor. Dies liegt am allgemein flacheren Verlauf des spezifischen Kraftstoffverbrauchs über dem Mitteldruck von Dieselmotoren in dieser Darstellungsform. Der Ottomotor hat in der Teillast – verglichen mit dem Dieselmotor – einen

1.3


21

Abb. 1.17 Einsparungspotenzial für Treibstoffverbrauch durch Lastpunktverschiebung im Vergleich von Otto- und Dieselmotorkonzepten

hohen spezifischen Verbrauch und damit einen schlechten Wirkungsgrad. Dies ist insbesondere auf die Drosselung im Ansaugtrakt zurückzuführen. Der Dieselmotor, der keine solche Drosselung aufweist, hat hingegen auch bei Teillast einen relativ guten Wirkungsgrad. Abb. 1.18 zeigt mögliche Lastpunktverschiebungen aus einem beispielhaften Punkt des Betriebszyklus für Saugmotoren mit unterschiedlichem Hubvolumen [5–7]. Die Verläufe der maximalen Momente sind über der Drehzahl aufgetragen. Im Ausgangspunkt ist der (spezifische) Verbrauch der potenteren VKM höher als der der schwächeren VKM. Für beide wird nun ein neuer Betriebspunkt nahe der Volllastlinie identifiziert, bei dem der (spezifische) Verbrauch jeweils verringert ist. Dabei fallen Momentenzuwachs und Drehzahlabsenkung bei der stärkeren VKM höher aus. Dennoch bleibt bei gleicher Motorentechnologie ein Verbrauchsnachteil für die größere VKM.6 Kern der Lastpunktverschiebung ist die Verringerung der Zeitanteile des Betriebszyklus, in denen die VKM im Teillastbereich und damit bei schlechtem spezifischem Verbrauch betrieben wird. Um die geforderten Verbrauchsziele zu erreichen, muss eine Übersetzung bereitgestellt werden, die die Drehzahlabsenkung entsprechend ermöglicht.7 6

Einzig durch effizientere Verbrennungstechnologie oder Aufladung können zusätzliche Potenziale genutzt werden (Stichwort Downsizing). 7 Deshalb werden für drehmomentstärkere Motoren aus Verbrauchsgesichtspunkten höhere Spreizungen erforderlich, vgl. Abschn. 1.5.

1


Motormoment

22

max. Moment (großvolumig)

optimaler Punkt (großer Motor) max. Moment (kleinvolumig)

optimaler Punkt (kleiner Motor)

beispielhafter Punkt im Zyklus

Motordrehzahl

Abb. 1.18 Vergleich des Einsparungspotenzials für Treibstoffverbrauch durch Lastpunktverschiebung in Bezug auf Motorgröße [7]

Die Effekte der Lastpunktverschiebung sind in diesem Kapitel noch vereinfacht dargestellt. Sekundäre Effekte bleiben ausgeblendet, wie z. B. die Getriebewirkungsgrade. Es zeigt sich aber, dass sehr viele Verbesserungen letztlich auf eine Lastpunktverschiebung zurückzuführen sind [8]. Im Vergleich zu allen anderen Optimierungsmöglichkeiten sind auf diesem Wege die größten Potenziale zu heben, wie im weiteren Verlauf gezeigt wird.

1.3.3 Optimierung der Verbrennungskraftmaschine Für die Möglichkeiten der Verbesserungen einer VKM bezüglich Effizienz wird folgendes Beispiel betrachtet. Der Ausgangsmotor – ein Standard-Multipoint-Injection-(MPI-) Saugmotor – wird durch gezielte Maßnahmen wie strahlgeführte Direkteinspritzung und variablen Ventiltrieb verbessert. In Abb. 1.19 sind die Verbesserungen ersichtlich, wobei in 5 %-Schritten die Flächen gleicher Potenziale zusammengefasst sind. Die größten Verbesserungen werden im Bereich der Teillast erzielt. Die bereits bekannten Punkte A und B sind ebenfalls eingezeichnet. Im Ausgangspunkt A wird eine Verringerung des spezifischen Kraftstoffverbrauchs von 15 % erzielt, während bei Punkt B nur eine Reduzierung von 3 % erreicht werden kann. Auf Basis dieser Optimierungsmöglichkeiten verläuft die Verbrauchskurve etwas flacher.


23

Spezifischer Kraftstoffverbrauch

Motordrehmoment

1.3

Drehzahl

Ausgangsmotor verbesserter Motor

Motordrehmoment

Abb. 1.19 Verbesserungspotenziale im Treibstoffverbrauch eines Standard-MPI-Saugmotors

Eine weitere Richtung der Optimierung der VKM ist die Erhöhung der spezifischen Momente ohne Erhöhung des Hubvolumens, z. B. durch Aufladung. Damit lassen sich die in Abschn. 1.3.2 aufgezeigten Potenziale besser nutzen. In Abb. 1.20 sind Mitteldruckverläufe von verschiedenen Motorkonzepten dargestellt. Ausgehend von einem

Abb. 1.20 Mitteldruckverläufe von verschiedenen Motorkonzepten

24

1


Otto-Saugmotor sind die Momentenverläufe mit einund zweifacher Turboaufladung sowie mit mechanischer Aufladung dargestellt. Zusätzlich sind auch die Verläufe eines einund eines zweifach aufgeladenen Dieselmotors aufgenommen. Diese Momente sind stationär auf dem Prüfstand gemessen. Deutlich ist zu sehen, dass für alle Konzepte mit der Einführung und der Verbesserung der Aufladung höhere Mitteldrücke bzw. Momente erzielt werden und diese schon bei niedrigeren Drehzahlen verfügbar sind. Gleichzeitig vermindern sich die maximalen Drehzahlen, die bei Dieselmotoren grundsätzlich geringer sind als bei Ottomotoren. Die im Beispiel gewählte Auslegung der Ottomotoren zeigt im Vergleich mit der Zugkrafthyperbel, dass der Momentenabfall bei hoher Drehzahl nahezu bei konstanter Motorleistung erfolgt, was für das Fahr- und Beschleunigungsverhalten als angenehm empfunden wird. Im Falle der Dieselmotoren kommt es nach einem frühen Maximum des Moments zu einem kontinuierlichen Abfall, wobei deutlich früher als bei Ottomotoren auch die Leistung abnimmt.

1.3.4 Potenzial kombinierter Lastpunktverschiebung und Optimierung der VKM In den vorangegangenen Abschnitten wurden zwei Möglichkeiten, den Verbrauch zu verringern, aufgezeigt. Wie schon angedeutet, muss bei der Kombination solcher Maßnahmen genau auf Ursache und Wirkung geachtet werden, um einen kombinatorischen Effekt bewerten zu können. Dazu sind die beiden Verbesserungen – Lastpunktverschiebung und effizientere VKM – in einem Diagramm (Abb. 1.21) zusammengefasst. Das Potenzial der effizienteren VKM ist von A nach A erkennbar, während von A nach B die Möglichkeit der Verbrauchsreduktion aufgrund der Lastpunktverschiebung ersichtlich ist. Die gesamte Verbesserung erstreckt sich von A nach B , und es ist erkennbar, dass sie deutlich geringer ausfällt, als die Addition der einzelnen Potenziale ausfallen würde. Im Vorgriff auf die Ausführungen zum Wirkungsgrad ist in Abb. 1.21 zusätzlich die resultierende Verschlechterung aufgezeigt, die bei einem Wechsel der Getriebekonzepte und/oder der Ausführung zu erwarten ist. Es ist für die Konzeption eines Getriebes im Hinblick auf den Kraftstoffverbrauch sehr wichtig zu wissen, welche Arten und Technologien von Motoren eingesetzt werden. Die Evolution bei der Motorentechnologie kann durchaus dazu führen, dass die Vorteile eines vormals besseren Getriebes verschwinden. Zum Beispiel konnte mit den ersten Stufenlosgetrieben trotz schlechterem Wirkungsgrad eine deutliche Verbrauchsverbesserung auch gegenüber Handschaltgetrieben erzielt werden (im Zyklus- und im Praxisverbrauch), hingegen ergibt sich mit neueren Motoren oder bei Dieselanwendungen häufig ein Mehrverbrauch.

1.3


25

Abb. 1.21 Additionsverbot

1.3.5 Wirkungsgrad Aufgrund der schon angesprochenen Reibungen und des Hilfsenergiebedarfs für die Betätigung und gegebenenfalls die Kühlung muss am Eingang eines Getriebes eine größere Leistung Pin aufgebracht werden als am Ausgang zur Verfügung steht (Pout ). Die Differenz (1.13) PV D Pin Pout beschreibt die Verlustleistung PV , und durch Bildung des Quotienten von Ausgangs- zu Eingangsleistung wird der Wirkungsgrad bestimmt D

PV Pout D1 : Pin Pin

(1.14)

Der Optimierung dieses Wirkungsgrads wird bei der Entwicklung großes Augenmerk geschenkt. Dazu werden einerseits die Verluste den unterschiedlichen Bauteilen und Baugruppen zugeordnet. Dies sind insbesondere die Folgenden: Verzahnungen, Lager, Dichtungen, Synchronisierungen, Pumpen, Kupplungen. Andererseits unterscheidet man Grundverluste und Verlustanteile mit unterschiedlichen Abhängigkeiten; die wesentlichen Abhängigkeiten sind

Drehmoment bzw. Last Drehzahl bzw. Geschwindigkeit Temperatur Zeit bzw. Betriebsdauer

1


26

200

24

180

22

160

Schleppmoment [Nm]

20

140 Schleppmoment

18

120

16

100

14

80

12

60

10

Sumpftemperatur

Getriebeöltemperatur [°C]

26

40

8

20

6

0 Zeit [s]

Abb. 1.22 Zusammenhang des Verlustmoments mit der Öltemperatur

Abgesehen von dem Leistungsbedarf für die Getriebebetätigung bei automatischer Schaltung entsteht der weitaus größte Verlustanteil durch Dissipation an unterschiedlichen Reibstellen. In tribologischen Systemen ist das Schmiermedium stets zu berücksichtigen, dessen Eigenschaften stark temperaturabhängig sind. Eine Drehmoment- oder Lastabhängigkeit entsteht überall dort, wo eine Leistungsübertragung stattfindet oder sich Kräfte und Momente abstützen, wie insbesondere in Verzahnungen und Lagern. Drehzahlabhängigkeit dominiert an allen Stellen mit Differenzgeschwindigkeiten, die an der Leistungsübertragung nicht beteiligt sind, wie z. B. Dichtungen, Pumpen, offene Kupplungen und Synchronisierungen, aber auch die in den Ölsumpf eintauchenden Zahnräder (Planschverluste). Es existieren zahlreiche unterschiedliche Ansätze zur theoretischen Ermittlung von Verlustleistungen und zur Wirkungsgradbestimmung, leider eignen sie sich nur für relative Vergleiche ähnlicher Getriebevarianten. Die messtechnische Bestimmung ist weiterhin die maßgebliche Ermittlung. Dazu werden die Drehzahlen und Momente an Ein- und Ausgang gemessen, um die Leistungen und letztlich den Wirkungsgrad zu ermitteln. Abb. 1.22 zeigt eine Messung der Schleppmomente eines Getriebes. Dieses Schleppmoment ist das Eingangsmoment, das benötigt wird, um einen stationären Betriebszustand des Getriebes zu halten, ohne eine Leistung am Ausgang abzunehmen. Das in Abb. 1.22 über der Zeit aufgetragene Schleppmoment zeigt einen abfallenden Verlauf über der Zeit. Dabei handelt es sich aber nicht um eine direkte zeitliche Ab-

1.3


27

hängigkeit. Die Reduktion des Schleppmoments ist auf die Erhöhung der Öltemperatur zurückzuführen, die zur Reduktion von Reib- und Planschverlusten führt. Sowohl das Schleppmoment als auch die Temperatur zeigen den Charakter von Sättigungskurven, werden sich also asymptotisch an konstante Werte annähern. Die über das Schleppmoment zugeführte Leistung wird komplett in Wärme gewandelt. Sobald die Wärmeabfuhr (hauptsächlich Konvektion) an die Umgebung mit der zugeführten Verlustleistung im Gleichgewicht steht, wird die Temperatur sich nicht weiter ändern, ebenso wenig das Schleppmoment. Das Aufwärmverhalten der Getriebe hat einen nicht unerheblichen Einfluss auf den Verbrauch. Die wesentlichen Stellgrößen dabei sind die Ölmenge und die konstruktiven Parameter an Fahrzeug und Getriebe, die die Wärmeabfuhr beeinflussen. In verschiedenen Forschungsprojekten ist unter dem Überbegriff Thermomanagement eine Verbrauchsverbesserung durch Aufheizmaßnahmen (z. B. elektrisch, Nutzung der Abwärme des Verbrennungsmotors) nachgewiesen; ein Serieneinsatz ist aus Kosten- und Gewichtsgründen bisher noch nicht üblich. Abb. 1.23 zeigt ein beispielhaftes Wirkungsgradkennfeld eines Getriebes bei konstanter Temperatur [9]. Dargestellt sind unterschiedliche Betriebspunkte, für die jeweils die Anteile der Verlustmomente grafisch aufgetragen sind. Es sind jeweils stationäre bzw. eingeschwungene Zustände gewählt, d. h., es treten keine Abhängigkeiten von Zeit oder Temperatur auf. Damit verbleiben die Grundverlustmomente sowie last- und drehzahlabhängige Verlustmomente, für die jeweils vereinfacht eine lineare Abhängigkeit unterstellt wird. Selbst mit den Vereinfachungen für die Verlustmomente zeigt sich die Komplexität des Wirkungsgradkennnfelds. Bei geringer Last ist der Wirkungsgrad klein und fällt mit steigender Drehzahl weiter ab, das drehzahlabhängige Verlustmoment nimmt zu. Der höchste Wirkungsgrad tritt bei geringer Drehzahl und hoher Last auf. Dies führt sofort zu dem Schluss, dass ein zu großes Getriebe für den Verbrauch des Gesamtfahrzeugs ungünstig ist. Mit den im gezeigten Beispiel auftretenden Verlustmomenten ergeben sich im Bereich geringer Eingangsmomente Situationen, in denen alle eingebrachte Leistung im Getriebe vollständig dissipiert wird. Unabhängig vom Betriebszustand muss mehr als das Moment der Grundverluste aufgebracht werden, um Moment bzw. Leistung am Ausgang zu erhalten. In solchen Fällen ergäbe sich aus der Definition des Wirkungsgrads in Gl. (1.14) ein negativer Wirkungsgrad, was aber im Hinblick auf die Hauptsätze der Thermodynamik nicht sinnvoll ist. Der Wirkungsgrad ist 0 % für alle Situationen, in denen am Ausgang keine Leistung abgegeben wird oder die Leistung am Eingang kleiner oder gleich der Verlustleistung ist. Der Wirkungsgrad variiert also für die unterschiedlichen Betriebszustände und ist auch in seiner Definition mit dem oben Gesagten nicht stetig definiert. Die Varianz in Hinblick auf Betriebszustände – und nur diese – gilt auch für unterschiedliche Anteile der Verlustmomente, sie sind aber für alle Betriebszustände eindeutig und stetig definiert. Daher ist die Aussagekraft der Verlustmomente jener des Wirkungsgrads bei der Auslegung

28

1


Abb. 1.23 Wirkungsgradkennfeld eines Getriebes

und Rückführung auf die tatsächlichen physikalischen Gegebenheiten vorzuziehen und für Vergleiche unterschiedlicher Konzepte wesentlich besser geeignet.

1.3.6 Zielkonflikt zwischen Verbrauch und Fahrspaß Schon mit der Einführung der Grundlagen zu Zugkraftbedarfen ist aufgezeigt, dass mit dem Optimum an Verbrauch das Beschleunigungsvermögen des Fahrzeugs eingeschränkt ist. Die umweltpolitischen Ziele auf der einen, die emotionalen Empfindungen auf der anderen Seite stellen einen Zielkonflikt dar, sowohl für Käufer und Nutzer von Fahrzeugen als auch für die gesamte Automobilindustrie. Das Ringen um weitere Verbesserungen führt zu einer Vielzahl an Entwicklungsrichtungen und immer komplexeren Interaktionen und Strategien. Abb. 1.24 zeigt eine grafische Darstellung unterschiedlicher Optimie-

1.3


29

Betriebspunktverlagerung Reduktion von Verlusten (z. B. Reibung)

Basis

Start - Stop Rekuperation

Max Max*

Motor- Teillastoptimierung (Entdrosselung)

Effizienz

Definiert als bester Verbrauchspunkt bei definiertem Grundmotor

Abb. 1.24 Verbrauchspotenzial und Verbesserung der Treibstoffeffizienz

rungsmaßnahmen, die in der Mehrzahl bereits erläutert sind. Auf einer gegebenen Basis aufbauend sind diese als Pfeile angetragen, hin zu höherer Effizienz. Rekuperation bedeutet die Rückwandlung und Speicherung kinetischer Energie bei der Fahrzeugverzögerung. Der als Max? gekennzeichnete Punkt ist das Optimum, das durch ausschließlich am Motor vorgenommene Verbesserungen erreicht werden kann, wobei der Grundmotor (Bohrung, Hub, Zylinderabstand, -anzahl und -anordnung) unverändert bleibt. Beispielhaft werden zwei unterschiedliche Fahrzeuge mit verschiedenen Motoren betrachtet. Beide Fahrzeuge sind mit demselben Handschaltgetriebetyp (MT) ausgestattet, die Übersetzungen sind jedoch unterschiedlich. Der Treibstoffverbrauch der beiden Fahrzeuge wird auf der Effizienzachse in Abb. 1.25 aufgetragen. Je höher die Effizienz des Fahrzeugs ist, desto geringer ist der Treibstoffverbrauch. Die beiden Handschaltgetriebe werden nun durch Doppelkupplungsgetriebe (DCT) ersetzt, auch diese unterscheiden sich bezüglich der einzelnen Übersetzungen. Dabei tritt bei Fahrzeug 1 eine Verbrauchsreduktion auf, während Fahrzeug 2 sogar mehr Treibstoff verbraucht. Unter Anwendung des bisher dargestellten Methoden- und Systemwissens können nun die unterschiedlichen Getriebestufungen und -abstimmungen analysiert werden. Besonderes Augenmerk soll jedoch den Systemzusammenhängen gelten, insbesondere jenen, die das Gesamtfahrzeug betreffen. Dies sind die subjektiven Eindrücke, die als Fahrbarkeit oder Fahrspaß bezeichnet werden (vgl. Abschn. 2.4.4) und auch vom Getriebe maßgeblich beeinflusst werden.

Fahrzeug 1 Fahrzeug 2

MT DCT

DCT MT

Max

Effizienz

Abb. 1.25 Beispiel für die Effizienz realer Fahrzeugapplikationen mit unterschiedlichen Getrieben

1


Fahrspaß

30

Fahrzeug 1 Fahrzeug 2

MT

DCT AT

DCT MT AT

Max

Effizienz

Abb. 1.26 Trade-Off zwischen Fahrspaß und Treibstoffeffizienz

Eine eindeutige Definition von Fahrspaß (oder Fahrbarkeit) existiert nicht. Sie würde sich auch zwischen unterschiedlichen Märkten unterscheiden. Die verschiedenen Fahrzeughersteller verwenden jeweils eigene Gewichtungen mehrerer Eigenschaften, um ihre markenspezifischen Anforderungen zu beschreiben, u. a. Ansprechverhalten, Durchzug, Elastizität, Spontanität, Lastwechselverhalten, Beschleunigungsreserven (vgl. Abschn. 1.2.2). Subjektives Empfinden, das tatsächliche Wirken des Fahrzeugs auf den Fahrer (und die übrigen Insassen) ist kaum in Zahlen zu erfassen und zu vergleichen. Die Objektivierung solcher Kennwerte gelingt mit Hilfe von intelligenten Mess- und Auswertesystemen. Deren Algorithmen verwenden physikalische Messwerte, die sie unter Verwendung statistischer Methoden und neuronaler Netze mit gelernten subjektiven Bewertungen verknüpfen (z. B. AVL DRIVE™ [10]). Um die Wechselwirkungen zwischen Effizienz und Fahrspaß – als qualitative Größe – zu visualisieren, wird eine neuartige Darstellung gewählt [11]. Dazu wird die Effizienzachse aus Abb. 1.25 um eine zusätzliche Achse ergänzt, an der der Fahrspaß aufgetragen wird. Beide spannen gemeinsam eine Ebene auf (Abb. 1.26). Die Fahrzeuge des obigen Beispiels sind eingezeichnet. In beiden Fällen führt der Umstieg von einem Handschaltauf ein automatisch schaltendes Getriebe zu einer Steigerung des Fahrspaßes. Diese weichen jedoch stark voneinander ab. Im Falle von Fahrzeug 2 ist der Fokus der Auslegung für das automatisch schaltende Getriebe im Vergleich zum Handschaltgetriebe auf Fahrspaß gerichtet. Dies ist der Grund, warum trotz des Getriebewechsels ein Mehrverbrauch auftritt.

1.3


31

Ziel

Basis definiertes Motorkonzept, Handschaltgetriebe

Motormoment

Fahrspaß

Max

Längere Getriebeübersetzung

A´

WirkungsgradOptimum

A Motordrehzahl

Max

Effizienz

Abb. 1.27 Einfluss der Getriebeübersetzung auf Effizienz und Fahrspaß

Neben dem Maximum der Treibstoffeffizienz bestimmter Motor-Getriebe-Kombinationen gibt es auch eines der Fahrbarkeit; dieses ist für das gewählte Beispiel mit Handschaltgetriebe auf der Ordinate in Abb. 1.27 angetragen. Mit der Variation der Übersetzungen wird nun eine Kurve definiert, an der Maßnahmen zur Effizienzverbesserung bei gleichzeitiger Verminderung des Fahrspaßes abgelesen werden können. Abb. 1.27 zeigt in der rechten oberen Ecke das Entwicklungsziel: Maximierung von Effizienz und Fahrspaß. Dazu ist eine Kombination von passendem Motor und neuer Getriebetechnologie notwendig. Wird nun anstatt eines manuellen Schaltgetriebes beispielhaft ein automatisch schaltendes Getriebe verwendet, so kann die Kurve der Handschaltgetriebe verlassen werden, wie in Abb. 1.28 für Doppelkupplungsgetriebe beispielhaft dargestellt. Ganz analog zur Vorgehensweise beim Handschalter kann nun auch für diese Getriebetechnologie eine Kurve eingetragen werden, der entlang Effizienz und Fahrspaß durch Modifikation der Übersetzungen verändert werden können. Charakteristisch für diese veränderte Kurve in Abb. 1.28 sind eine stärkere Krümmung und die Verschiebung der Maxima auf beiden Achsen hin zu kleineren Werten. Letzteres ist auf die zusätzliche Reibung und den Leistungsbedarf der Betätigungssysteme zurückzuführen. Ein erneuter Technologiewechsel kann eine weitere Verbesserung von Effizienz und Fahrspaß gleichzeitig ergeben. In diesem Fall wird der Motor durch einen modernen, direkt einspritzenden Motor mit Turboaufladung ersetzt (vgl. Abschn. 1.3.3). Abb. 1.29 [3] zeigt das neuerliche Verlassen der Kurve in Richtung des Ziels. Eine neue Trade-Off-Kurve kann eingetragen werden. Abb. 1.30 zeigt sie zusammen mit einer weiteren Effizienzsteigerung durch Änderung der Getriebeübersetzungen, wiederum entlang dieser neuen Kurve.

32

1


Ziel

Motormoment

Fahrspaß

Max Max*

WirkungsgradOptimum A´ A P1

Sprung durch Technologiewechsel Änderung durch Getriebeübersetzung

Max* Max MT

Motordrehzahl Effizienz

Abb. 1.28 Einführung automatisierter Schaltungen und Variation der Getriebeübersetzung

In den bisherigen Schritten sind Getriebe und Motor auf die neueste verfügbare Technik umgestellt. In dem Bestreben, Effizienz und Fahrspaß weiter zu verbessern, wird nun eine zusätzliche Leistungsquelle, z. B. ein Elektromotor, ergänzt. Dies wird durch gleich drei

Ziel

Motormoment

Fahrspaß

Max Max*

A´

WirkungsgradOptimum A P1


Abb. 1.29 Verbesserung durch Motoraufladung

Max* Max MT

Motordrehzahl Effizienz

1.4

Anfahren und Drehzahlangleichung

33 Ziel

Max Max*


Max* Max MT

Motormoment

Fahrspaß

Hybrid

Effizienz

A´ WirkungsgradOptimum A P1 Motordrehzahl

Abb. 1.30 Änderung der Getriebeübersetzungen und Einführung eines Elektromotors zusammen mit neuen Funktionalitäten

Pfeile repräsentiert. Zunächst kommt es zu zusätzlicher Leistung bzw. einer Steigerung des verfügbaren Moments. Mit der Elektrifizierung werden außerdem weitere Funktionalitäten ermöglicht, die zu einer weiteren Effizienzverbesserung führen. Das sind zum einen Start/Stopp, zum anderen Rekuperation, die hier im Vorgriff auf Kap. 7 gezeigt werden.

1.4 Anfahren und Drehzahlangleichung Die bisherigen Ausführungen betrachteten primär Fahrzustände. Jede Fahrt beginnt jedoch aus dem Stillstand des Fahrzeugs heraus. Aus der Charakteristik der VKM sind für den instationären Vorgang des Anfahrens insbesondere die Leerlaufdrehzahl, das maximale Moment bei dieser Drehzahl und der zeitliche Verlauf des Momentenzuwachses unter der Anfahrlast wichtig. Durch das Getriebesystem sind nun geeignete Funktionen bereitzustellen, die die Drehzahldifferenz zwischen dem stehenden Abtrieb und dem drehenden Verbrennungsmotor überbrücken und abbauen. Die gebräuchlichsten Elemente dafür sind bei Pkw-Anwendungen und Nutzfahrzeugen Reibkupplungen in nasser und trockener Bauform (Abschn. 3.5 und 3.6), hydrodynamische Drehmomentwandler (Abschn. 3.8). Darüber hinaus gibt es weitere Bauformen von Getriebesystemen, die aufgrund ihrer Funktionalitäten kein Anfahrelement benötigen (auch als „geared-neutral“-Getriebe bezeichnet) oder für die Leistungsübertragung andere als mechanische Wirkprinzipien verwenden (z. B. hydrostatische Antriebe oder elektrische Antriebe).

34

1


Abb. 1.31 Schaltbild einer Kupplung

Exemplarisch für anfahrfähige Elemente der Leistungsübertragung, die in Kap. 3 ausführlich dargestellt werden, wird die Kupplung eingeführt. Das Anfahren ist eine Kernaufgabe der Fahrzeuggetriebe, und das Wissen um das dynamische Verhalten schlupfender und haftender Kupplungen ist ganz wesentlich für das Verständnis aller Getriebesysteme. Schon bei der Übersetzungsauslegung werden diese Grundlagen benötigt; für die Systemund Methodenkompetenz zu Schaltdynamik und Komfort in Kap. 2 sind sie unabdingbar.

1.4.1 Kupplungen Eine Kupplung ist ein eigenes Bauteil, das in unterschiedlichen Bauformen in nahezu allen schaltbaren Getrieben zum Einsatz kommt. Grundsätzlich sind Kupplungen verschiedener Bauformen bekannt; sie verbinden zwei Wellen so miteinander, dass ein Drehmoment übertragen werden kann. Dabei kommen unterschiedliche physikalische Wirkprinzipien zum Einsatz, und es wird zwischen schaltbaren und nicht schaltbaren Kupplungen unterschieden. In der Fahrzeug- und Getriebetechnik selbst werden unterschiedliche Bauformen von Kupplungen eingesetzt, z. B. schaltbare Reibkupplungen, schaltbare Klauenkupplungen oder nicht schaltbare, elastische Kupplungen. Obwohl der Begriff Kupplung alleine nicht eindeutig ist, wird er als Synonym für eine modulierbare Reibkupplung verwendet [12]. Die im Allgemeinen bekannteste Bauform ist die trockene Reibkupplung, die bei Handschaltgetrieben mit dem Kupplungspedal vom Fahrer betätigt wird. Obwohl sie bei der Motorenfertigung an den Motor angebaut wird, gehört sie funktionsbedingt jedoch zum Getriebesystem. Kupplungen erfüllen zwei Grundaufgaben im Fahrzeug und Antriebsstrang. Zum einen ermöglichen Kupplungen das Anfahren aus dem Stillstand und das Anhalten. Zum anderen bestimmen sie den Momentenfluss beim Übersetzungswechsel. Im Falle der Handschaltgetriebe bedeutet dies, die Eingangswelle vom Motor zu entkoppeln, um die für den Gangwechsel erforderliche Momentenfreiheit zu gewährleisten. Die Schaltabläufe unterschiedlicher Getriebe sind in Abschn. 2.1 beschrieben. In Abb. 1.31 ist das Schaltbild einer Kupplung dargestellt. Eine Bremse ist eine Sonderform einer Kupplung, bei der eine Welle fest steht, z. B. mit dem Gehäuse verbunden ist. Die Übertragung der Momente erfolgt über eine Reibfläche, das Moment wird durch MK D FN rm

(1.15)

1.4


35

mit dem Reibkoeffizienten , der Normalkraft FN (auch die Begriffe Klemmkraft oder Anpresskraft sind gebräuchlich) und dem mittleren Reibradius rm bestimmt. Für Kupplungen und Bremsen gelten die folgenden Gesetze: Eine Kupplung ohne Schlupf ist wie eine drehfeste Verbindung. Das Verhältnis von Ein- und Ausgangsdrehzahl ist bei der Kupplung 1, bei einer Bremse sind ohne Schlupf beide Drehzahlen null. Das übertragene Moment kann jeden Wert zwischen null und dem nach Gl. (1.15) berechneten maximal übertragbaren Moment annehmen. Gl. (1.15) gibt im Falle einer schlupfenden Kupplung das übertragene Moment an. Ist das eingeleitete Moment höher als das übertragbare, steigt die Differenzdrehzahl. Die Leistung fließt bei einer schlupfenden Kupplung stets von der schneller zu der langsamer drehenden Seite. Die Verlustleistung ist das Produkt aus Kupplungsmoment und Differenzdrehzahl. Weil sie als abfließend gilt, ist das Vorzeichen stets negativ. Schlupf kann bei der Kupplung (speziell bei Trockenkupplungen) Verschleiß hervorrufen (vgl. Abschn. 3.5). Kupplungsfunktionen in vereinfachten Antriebsstrangmodellen Das zeitliche Verhalten von Kupplungen unter idealen Bedingungen wird wesentlich von den anliegenden Momenten und den angebundenen Trägheiten beeinflusst. In den typischen Antriebsstrangkonfigurationen sind die dominierenden Trägheiten die der VKM und des Gesamtfahrzeugs. Abb. 1.32 zeigt eine feste Übersetzungsstufe i mit einer Kupplung; sie ermöglicht, den Motor vom Abtrieb zu trennen. Das Trägheitsmoment aller rotierenden Elemente des Motors (Kurbelwelle, Schwungscheibe etc.) erfordert im Beschleunigungsvorgang ein zusätzliches Antriebsmoment (vgl. Abschn. 1.2). Die Trägheit des Fahrzeugs wird durch JFzg dargestellt. Diese Darstellung repräsentiert auch das vereinfachte Modell eines Handschaltgetriebes, wenn mehrere Übersetzungsstufen anstatt der einen festen verwendet werden. Abb. 1.33 zeigt das vereinfachte Antriebsstrangmodell eines lastschaltenden Getriebes. Bei den Lastschaltungen sind beide Kupplungen beteiligt, wodurch eine Zugkraftunterbrechung vermieden wird. Während des Wechsels der Übersetzungsstufen öffnet die momentan übertragende Kupplung, während parallel die zuschaltende Kupplung schließt. Das vereinfachte Modell repräsentiert sowohl klassische Stufenautomatikgetriebe (vgl. Abschn. 6.5) als auch Doppelkupplungsgetriebe (vgl. Abschn. 6.4).

Abb. 1.32 Vereinfachtes Antriebsstrangmodell für Handschaltgetriebe

JVKM i

JFzg

Kupplung Motor

Abtrieb Getriebe

36 Abb. 1.33 Vereinfachtes Antriebsstrangmodell für Automatikgetriebe

1


JVKM

i1 Kupplung 1

JFZG i2

Motor

Abtrieb

Kupplung 2 Getriebe

Guter Schaltkomfort ist nur durch optimales Zusammenwirken von Motor und Getriebe erzielbar. Der Schlüssel zur Entwicklung optimaler Schaltablaufstrategien liegt im Verständnis der elementaren Zusammenhänge des Verhaltens einer Kupplung. Besondere Auswirkungen hat der Übergang Schlupfen–Haften; er findet bei jeder Anfahrt und jeder Schaltung ohne Schlupf statt. Prinzipbeispiel zur Kupplungsfunktion Zum besseren Verständnis der physikalischen Zusammenhänge dient das folgende Beispiel. Die entsprechenden Mechanismen finden sich bei nahezu allen transienten Änderungen in Getriebesystemen wieder. Der Motor wird durch das Trägheitsmoment JVKM dargestellt. Die Fahrzeugmasse ist im Vergleich zur Motorträgheit viel größer, daher wird sie durch eine feste Einspannung (unendliche Masse) ersetzt, n2 D 0. In Abb. 1.34 ist der modellierte Antriebsstrang dargestellt. Zu Beginn ist das Motormoment M1 D 0 und wird anschließend über das übertragbare Kupplungsmoment hinaus linear erhöht. Im Anschluss an die Phase konstanten Motormoments wird das Moment M1 erneut linear bis auf M1 D 0 reduziert. Der Reibkoeffizient soll über die Gleitgeschwindigkeit als konstant angenommen werden. Abb. 1.35 zeigt die Verläufe von Drehmoment und Drehzahl. In der Momentendarstellung ist mit der durchgezogenen Linie das Motormoment M1 dargestellt. Das Kupplungsmoment M2 ist gestrichelt dargestellt. Sobald das Motormoment das übertragbare Kupplungsmoment überschreitet, beginnt der Kupplungsschlupf und eine Differenzdrehzahl wird aufgebaut, die Drehzahl n1 steigt. Während der Phase mit konstantem Moment M1 steigt die Drehzahl linear an. In das System wird kinetische Abb. 1.34 Modell des Kupplungsbeispiels

M2 n1

M1 n1

n2 = 0 JVKM Motor

Antriebsstrang

1.4


37 M1 M2

Moment [Nm]

120

M

1

100

ΔM

80

M

2

60

maximal mögliches Übertragungsmoment der Kupplung

40 20 0 0

0.1

0.2

0.3 Zeit [s]

0.4

0.5

0.6

0.4

0.5

0.6

n1 n2 Drehzahl [1/min]

200 150

n

1

100 50 0 0

n2 0.1

0.2

0.3 Zeit [s]

Abb. 1.35 Simulation des Kupplungsbeispiels

Energie entsprechend Wkin D 12 JVKM !12

(1.16)

gespeichert. Die Drehzahl n1 steigt weiter an und erreicht das Maximum, sobald das sinkende Antriebsmoment M1 dem Kupplungsmoment M2 entspricht. Die Drehzahl fällt nun quadratisch ab. Das Kupplungsmoment M2 bleibt konstant, bis die Drehzahldifferenz (der Schlupf) vollständig abgebaut ist. Dies ist der Fall, sobald die gesamte kinetische Energie abgebaut ist. Damit fällt das Kupplungsmoment schlagartig auf null (M2 D 0) ab. Für die späteren Betrachtungen von Schaltabläufen in Kap. 2 sind insbesondere die folgenden Beobachtungen und Regeln festzuhalten: Das Moment der schlupfenden Kupplung wird, unabhängig von den anliegenden Momenten, ausschließlich durch den Reibkoeffizienten , die Normalkraft FN und den mittleren Reibradius rm gemäß Gl. (1.15) bestimmt. Das Moment der haftenden Kupplung ist ausschließlich von dem anliegenden Moment abhängig. Mit dem Übergang in den haftenden Zustand reduziert sich das Kupplungsmoment schlagartig auf das anliegende Moment. Dieses Verhalten fordert bei Anfahr- und Schaltstrategien besondere Sorgfalt.

38

1.4.2

1


Anfahrvorgang

Im folgenden Beispiel wird ein Anfahrvorgang diskutiert. Dazu wird ein einfaches Modell des reduzierten Antriebsstrangs für den Anfahrvorgang verwendet (Abb. 1.36). M1 ist das Motormoment, M2 das übertragende Moment von der Kupplung und M3 das Widerstandsmoment, welches aus den Fahrwiderstandskräften resultiert (vgl. Abschn. 2.1). Als erste Annäherung sei angenommen, dass M3 null ist. Vereinfachend werden ausschließlich die Trägheiten von Motor und Fahrzeug betrachtet. Die Anfangsbedingungen eines Anfahrvorgangs sind die Folgenden: Die VKM arbeitet bei Leerlaufdrehzahl, n1 D n0 . Das Fahrzeug steht, n2 D 0. Der Anfahrvorgang gilt als abgeschlossen, wenn zwischen Motor und Rad Kraftschluss besteht und die Drehzahldifferenz vollständig abgebaut ist n1 D n2 . Die Kupplung mit ihrer Funktionalität ermöglicht den Anfahrvorgang. Die zeitlichen Verläufe der Momente und Drehzahlen sind für zwei Simulationen unterschiedlicher, einfacher Strategien in Abb. 1.37 gezeigt. Ein Anfahrvorgang lässt sich idealisiert in sechs unterschiedliche Phasen unterteilen, die anhand der Simulation in Abb. 1.37a beschrieben werden. Dabei sind in beiden Simulationen die einzelnen Phasen strikt getrennt und im zeitlichen Verlauf teilweise ausgedehnt, um die Reaktionen und Grenzen der Phasen deutlicher aufzuzeigen. Phase 1. Es liegen keine Momente an, Motormoment M1 D 0 und Kupplungsmoment M2 D 0, die Kupplung ist geöffnet. Der Motor befindet sich im Leerlauf, n1 D n0 . Das Fahrzeug steht, daher ist die Abtriebsdrehzahl n2 D 0. Phase 2. Das Motormoment M1 wird linear erhöht, während die Kupplung noch immer vollständig geöffnet ist, M2 D 0. Die Motordrehzahl nimmt quadratisch zu. Phase 3. Das Motormoment bleibt konstant, die Motordrehzahl n1 steigt daher linear an. Phase 4. Das Kupplungsmoment wird durch Aufbau der Klemmkraft linear erhöht und leitet dadurch eine Fahrzeugbeschleunigung ein, die Drehzahl am Abtrieb wird (mit

Abb. 1.36 Modell und Messgrößen für Anfahrvorgang

M1´ n1

* n M2´ 1

JVKM

M2´ n2

M3´ n2

JFzg

1.4


39

a

b

Abb. 1.37 Simulationen idealisierter Anfahrvorgänge mit maximalem Kupplungsmoment gleich groß (a) oder größer als maximales Motormoment (b)

40

1


quadratischem Verlauf) erhöht. Die Motordrehzahl steigt weiterhin, jedoch nimmt der Gradient mit zunehmender Zeit ab. Zum Ende der Phase wird das Kupplungsmoment auf die Höhe des Motormoments eingestellt. Die Drehzahldifferenz reduziert sich, bleibt aber zum Ende der Phase noch signifikant. Phase 5. Kupplungs- und Motormoment sind konstant gleich groß, M1 D M2 D konst, daher bleibt die Motordrehzahl konstant. Die Abtriebsdrehzahl steigt linear an, das gesamte Moment steht für die Beschleunigung des Fahrzeugs JFzg zur Verfügung. Phase 6. Am Beginn der Phase ist der Synchronpunkt n1 D n2 erreicht und die Kupplung haftet schlagartig. Das Motormoment bleibt weiterhin konstant und beschleunigt nun Motor und Fahrzeug (JVKM C JFzg ). Das von der Kupplung übertragene Moment reduziert sich schlagartig um M D M1 M2 D JVKM !P

(1.17)

und bleibt anschließend konstant. Im Allgemeinen wird das maximale Kupplungsmoment so ausgelegt, dass es größer als das maximale Motormoment ist, da eine ausreichende Übertragungsreserve der Kupplung bei dynamischen Einkuppelvorgängen (z. B. Knallstart8 ) zu gewährleisten ist.9 Die Größe des Kupplungsmoments M2 bestimmt die Dauer der Schlupfphase. Dies zeigt Abb. 1.37b. Zum Ende der Phase 4 übersteigt das Kupplungsmoment M2 das Motormoment M1 , um in Phase 5 konstant auf einem Wert über dem Motormoment eingestellt zu werden (M2 > M1 ). Damit verkürzt sich diese Phase im Vergleich zur Simulation in Abb. 1.37a. Der lineare Geschwindigkeitszuwachs des Fahrzeugs erfolgt steiler und die Motordrehzahl nimmt linear ab. Bei sonst unveränderten Werten wird der Synchronpunkt bei niedrigerer Drehzahl erreicht. Abb. 1.38 zeigt eine Messung eines realen Anfahrvorgangs. Anstelle der in den Simulationen gezeigten Drehzahlen und Momente am Abtrieb sind die Fahrzeuggeschwindigkeit10 und die Fahrzeugbeschleunigung über der Zeit aufgetragen. Wie üblich, wird auch die Fahrpedalstellung gezeigt. Drehzahl und Beschleunigungsverlauf zeigen deutlich, dass ähnlich wie in der Simulation in Abb. 1.37b das Kupplungsmoment größer als das Motormoment ist. Tatsächlich wird das Kupplungsmoment so gesteuert, dass die Motordrehzahl während des Anfahrvorgangs weiter steigt und erst zum Ende den in Abb. 1.37b gezeigten Abfall aufweist. Dies wird durch eine Erhöhung des Kupplungsmoments erreicht. In 8

Unter Knallstart versteht man das „schlagartige“ Schließen der Kupplung durch seitliches Wegrutschen des Kupplungsfußes bei hoher Motordrehzahl sowie gleichzeitigem Volllastbetrieb. 9 Entsprechend Gl. (1.17) ist über das Motormoment hinaus die Verzögerung der Motorträgheit zusätzlich zu übertragen. 10 In diesem Beispiel ist aufgrund der Signalverarbeitung der Raddrehzahlen im Bremsensteuergerät der Geschwindigkeitsverlauf mit zeitlicher Verzögerung dargestellt. Diese Verzögerungen sind absolut üblich und bekannt; der zusätzliche Aufwand der zeitlichen Synchronisation durch andere Messmethoden ist im Allgemeinen nicht gerechtfertigt. Derartige Phänomene treten immer wieder auf und müssen beachtet werden.

1.5

Übersetzungen und ihre Auslegung

41

Abb. 1.38 Beispielmessung eines Anfahrvorgangs

der Praxis werden insbesondere die in den Simulationen gezeigten Bereiche 3 bis 5 überlappend ausgeführt, dies führt zu einem wesentlich harmonischeren Empfinden bei den Fahrzeuginsassen und reduziert auch die in der Kupplung dissipierte Leistung.

1.5 Übersetzungen und ihre Auslegung 1.5.1

Übersetzungsverhältnis

Die Übersetzung i ist das Verhältnis der Winkelgeschwindigkeiten !i bzw. Drehzahlen ni des treibenden Rades zum getriebenen Rad11 i D !1 =!2 D n1 =n2 :

(1.18)

Mit Gl. (1.18) ergeben sich für die Übersetzung die folgenden Eigenschaften, die Tab. 1.1 zusammenfasst.12 Tab. 1.1 Übersetzungsmöglichkeiten

11

i >0 i <0 ji j > 1 ji j < 1

Gleiche Drehrichtung von An- und Abtriebswelle Entgegengesetzte Richtung von An- und Abtrieb Übersetzung ins Langsame, z. B. i D 4 W 1 D 4 Übersetzung ins Schnelle, z. B. i D 1 W 4 D 0;25

Das Verhältnis der An- und Abtriebsdrehzahlen in Richtung des Kraftflusses ist ebenfalls zulässig. Darüber hinaus lassen sich Getriebe gestalten, deren Übersetzung den Wert i D 1 annehmen kann, d. h. stehender Abtrieb bei drehendem Antrieb. Sie werden als Geared-neutral-Getriebe bezeichnet. 12

42

1

Tab. 1.2 Begriffe zu Übersetzungen und Gängen

Übersetzung große kurze kleine lange


Gang kurzer langer

unterer oberer

niedriger höherer

Das Getriebe führt neben der Drehzahl- auch eine Drehmomentwandlung durch. Das Abtriebsmoment wird unter Vernachlässigung von Verlusten durch M2 D iM1

(1.19)

bestimmt. Ist die Übersetzung i ¤ 1, tritt eine Momentdifferenz zwischen An- und Abtriebsseite auf. Das Differenzmoment muss durch die Lagerung bzw. das Gehäuse abgestützt werden. Für das nötige Abstützmoment ergibt sich aus dem Momentengleichgewicht (1.20) M3 D M2 M1 D .i 1/M1 : Insbesondere im deutschen Sprachgebrauch werden für die kleinen Gänge mit hohen Übersetzungen auch der Begriff kurzer Gang oder Übersetzung und für die großen Gänge mit geringerer Übersetzung der Begriff langer Gang oder Übersetzung verwendet, die in Tab. 1.2 zusammengefasst sind. Die Darstellung der Gänge in Abb. 1.39 kann eine grafische „Eselsbrücke“ für die Begrifflichkeiten lang–kurz darstellen, entsprechend den in einem Gang darstellbaren Geschwindigkeitsbereichen und damit auch der Verweildauern im jeweiligen Gang.

1.5.2

Anforderungen zur Auslegung

Die Wahl der Getriebeübersetzungen bestimmt maßgeblich die Wandlung des Motorkennfelds in die am Rad zur Verfügung stehende Zugkraft. Die Bereitstellung einer ausreichend großen Zugkraft ist nötig, um die situationsabhängig auftretenden Fahrwiderstandskräfte zu überwinden (vgl. Abschn. 1.1 und 1.2). Dabei sind grundsätzlich fünf Anforderungsgruppen zu erfüllen: 1. Das Fahrzeug muss die Fahrwiderstandskräfte bei einer gewünschten Maximalgeschwindigkeit in der Ebene (ohne Beschleunigung) überwinden. Diese Anforderung bestimmt in der Regel die kleinste Getriebeübersetzung (höchster Gang), sofern keine zusätzlichen Spargänge gewünscht sind. 2. Das Fahrzeug muss eine ausreichende Steigfähigkeit sowie ein Beschleunigungsvermögen aus dem Stand aufweisen. Außerdem sind die Eigenschaften der Anfahrelemente zu berücksichtigen, insbesondere im Hinblick auf die Lebensdauer und Verlustleistungen. Zusätzlich sind Grenzen für die Kriechgeschwindigkeit, das ist die Geschwindigkeit, die das Fahrzeug ohne Betätigung des Fahrpedals einnimmt, einzuhalten. Für diese gelten sowohl Komfortkriterien als auch quasi gesetzliche Vorgaben

1.5


43

a M2

Zugkraftlücke

b

n2

Prad

Leistungslücke

I

II

III

n2

Abb. 1.39 Zugkraftlücken und Leistungslücken im Zugkraft- (a) und im Leistungsdiagramm (b)

(Einhaltung der Schrittgeschwindigkeit in verkehrsberuhigten Zonen) und der Stand der Technik. Diese Anforderungen bestimmen die Wahl der größten Getriebeübersetzung (kleinster Gang). 3. Die Motorbetriebspunkte müssen fahrsituationsabhängig günstig gewählt werden können, um einerseits die Fahrleistungswerte bestmöglich gestalten zu können, andererseits aber den Verbrauch möglichst niedrig zu halten (vgl. Abschn. 1.1). 4. Die auftretenden Zugkraftlücken müssen klein sein, um den Bereich befahrbarer Situationen groß zu halten. 5. Die Gangsprünge beim Schalten müssen subjektiv angenehm wahrgenommen werden. Abb. 1.39a zeigt eine vereinfachte, beispielhafte Darstellung eines Zugkraftdiagramms (vgl. Abschn. 1.2.5). Die geschwärzten Flächen unter der idealen Zugkrafthyperbel stellen

44

1


die Zugkraftlücken dar. Aufgrund der Momentencharakteristik der VKM steht die maximale Zugkraft nicht bei allen Drehzahlen zur Verfügung. In Abb. 1.39b ist die Kurve der Leistung über der Drehzahl aufgetragen. Auch hier sind die Flächen zur maximalen Motorleistung geschwärzt, in diesem Fall beschreiben sie die Leistungslücke. Mit einer größeren Anzahl von möglichen Übersetzungen, also mehr Gängen, können die Flächen reduziert werden. Unterhalb der Diagramme sind die nutzbaren Drehzahlen (bezogen auf den Abtrieb bzw. das Rad) der hier verwendeten drei Gänge angetragen. Die römischen Ziffern stehen für die Gänge. Es wird deutlich, dass mit höherer Übersetzung (kleinerer Gang) der fahrbare Geschwindigkeitsbereich kleiner ist als bei den höheren Gängen (kleinere Übersetzung).

1.5.3 Auslegung zur Erreichung der Höchstgeschwindigkeit Abb. 1.40 zeigt beispielhaft die Leistungen, aufgetragen über der Fahrzeuggeschwindigkeit, für drei Möglichkeiten, den Gang zur Erreichung der Höchstgeschwindigkeit auszulegen. Je kleiner (länger) die Gangübersetzung gewählt wird, desto weiter in Richtung höherer Geschwindigkeiten verschiebt sich das Leistungsmaximum am Rad. In dem Diagramm ist zusätzlich der Leistungsbedarf in der Ebene bei konstanter Fahrgeschwindigkeit in Form einer parabelförmigen Radleistungskurve (vgl. Abschn. 1.1) dargestellt. Dort, wo sich der Bedarf aufgrund der Fahrwiderstände und das Angebot aufgrund der Motorleistung schneiden, erreicht das Fahrzeug seine Höchstgeschwindigkeit xP max (Punk-

P

i größer

i kleiner Angebot

Bedarf x 3

1 2

Abb. 1.40 Auslegungsmöglichkeiten für den xP max -Gang

1.5


a

b

45 c

Abb. 1.41 Eigenschaften über- (b) und unterdrehender Auslegungen (c)

te 1–3). Es existieren zwei grundsätzliche Auslegungsmöglichkeiten für den Gang zur Erreichung der Höchstgeschwindigkeit, die spezifische Vor- und Nachteile aufweisen. Bei der xP max -optimalen Auslegung der Übersetzung des xP max -Gangs schneidet die Linie des Leistungsbedarfs die Leistungsangebotskurve in ihrem Maximum. Durch diese Auslegung wird die höchste Maximalgeschwindigkeit erreicht. Jedoch reagiert das Fahrzeug sehr empfindlich auf eine Erhöhung des Leistungsbedarfs, z. B. durch leichten Gegenwind oder kleinste Steigungen. In diesen Fällen wird der Verlauf des Leistungsbedarfs steiler und der Schnittpunkt zwischen Angebots- und Bedarfskurve verschiebt sich auf den ansteigenden Ast der Angebotskurve und damit schnell zu geringeren Maximalgeschwindigkeiten. Die sogenannte überdrehende Auslegung des letzten Gangs umgeht den aufgezeigten Nachteil der xP max -optimalen Auslegung. In ihrem Fall wird die Getriebeübersetzung etwas größer gewählt als im xP max -Fall, wodurch sich der Schnittpunkt zwischen Angebotsund Bedarfskurve auf den abfallenden Ast der Angebotskurve verschiebt. Die Maximalgeschwindigkeit bei ebener Fahrt ohne Gegenwind wird etwas geringer, jedoch ergeben sich deutliche Zugkraftreserven (Differenz zwischen Angebots- und Bedarfskurve, Abb. 1.41b, gestrichelt) in allen Fahrgeschwindigkeiten. Unterhalb der Maximalgeschwindigkeit kann also stärker beschleunigt werden als bei xP max -Auslegung und die Empfindlichkeit gegenüber Leistungsbedarfsanstiegen sinkt. Nachteil dieser Auslegungsart sind tendenziell höhere Motordrehzahlen und in unmittelbarer Folge höhere Kraftstoffverbräuche und Innengeräuschpegel, wenn dieser Gang der höchste (längste, mit der kleinsten Getriebeübersetzung) ist.

1.5.4

Auslegung der kleinsten Getriebeübersetzung als Overdrive

Um niedrigen Geräuschpegel und geringen Kraftstoffverbrauch zu erhalten, ist eine für die gewünschte Geschwindigkeit möglichst geringe Motordrehzahl wünschenswert (vgl. Abb. 1.8). Eine derartige Auslegung wird im Zusammenhang mit sogenannten Spar-

46

1


gängen (auch Overdrive-Gängen13) verwendet. Damit ergibt sich für diesen Gang eine sogenannte unterdrehende Auslegung (Punkt 3 in Abb. 1.40 und Abb. 1.41c). Sie nutzt eine im Vergleich mit der xP max -Auslegung kleinere Gangübersetzung. Die in einem solchen Gang erreichbare Höchstgeschwindigkeit ist geringer als bei der xP max -optimalen Auslegung und der überdrehenden Auslegung, die Zugkraftreserven sind sehr gering. Die Maximalgeschwindigkeit wird üblicherweise durch xP max -optimale oder überdrehend ausgelegte niedrigere Gänge erreicht. Aufgrund der unterschiedlichen nutzbaren Drehzahlbänder bei Otto- und Dieselmotoren weichen die Auslegungskriterien voneinander ab. Bei Dieselmotoren wird die maximale Geschwindigkeit insbesondere bei Handschaltern im größten Gang erreicht, während bei Ottomotoren der vorletzte Gang zur Erreichung der maximalen Geschwindigkeit ausgelegt wird. Bei automatisch schaltenden Getrieben werden bei Ottomotoren inzwischen oft mehrere Spargänge verwendet. Zur Ermittlung von Elastizitätswerten durch die Automobilpresse werden meist die oberen Gänge genutzt. Dabei ergeben sich durch die Verwendung von Spar- oder Overdrivegängen gemäß der obigen Darstellungen Nachteile bei entsprechenden Fahrmanövern (meist 80–120 km/h), die auch als Zwischenspurt bezeichnet werden. Um hier gute Werte zu erreichen, wird bei Handschaltgetrieben leider das Verbrauchs- und Komfortpotenzial oft nicht genutzt.

1.5.5 Auslegung der größten Getriebeübersetzung Die Übersetzung des ersten Gangs bestimmt die maximal zur Verfügung gestellte Zugkraft (Abb. 1.39) sowie die Kriechgeschwindigkeit, d. h. die Geschwindigkeit, die sich ohne Betätigung des Fahrpedals ergibt (nahe der Leerlaufdrehzahl der VKM). Je größer die Übersetzung, desto geringer ist die Kriechgeschwindigkeit. Bei der Auslegung des ersten Gangs müssen vier Kriterien beachtet werden, zu welchen detaillierte Beschreibungen z. B. in [2] zu finden sind: 1. Das Fahrzeug muss eine definierte maximale Steigung bewältigen können (bei kleinen Fahrzeuggeschwindigkeiten und vollbeladen mit maximal zulässiger Anhängelast). Ein diesbezüglich wichtiges Beispiel neben extremen Passfahrten sind Garagen, die sich im Kellergeschoss eines Hauses befinden und steile Ausfahrten besitzen. 2. Das Fahrzeug muss an einer definierten maximalen Steigung anfahren können. Dabei ist es vollbeladen und zieht die zulässige Anhängelast (siehe obiges Beispiel). Begrenzendes Kriterium ist hier die Reibarbeit in der Kupplung beim Anfahren, die mit zunehmender Übersetzung sinkt. 3. Das Fahrzeug muss definierte Beschleunigungen erreichen (bei Fahrten in der Ebene). 13

Dieser aus dem Englischen stammende Begriff entstand in Verbindung mit Getrieben in Standardbauweise und besagt, dass in entsprechenden Gängen die Drehzahl am Getriebeausgang größer ist als die Motordrehzahl, also neben dem üblicherweise verwendeten direkten Gang (i D 1) eine Untersetzung (i < 1) zum Einsatz kommt.

1.5


47

4. Die Kriechgeschwindigkeit des Fahrzeugs entsprechend der Leerlaufdrehzahl der VKM unter Last darf weder zu groß noch zu klein sein, um z. B. bei kriechendem Verkehr nicht zu häufig einund auskuppeln bzw. bremsen und beschleunigen zu müssen. Man bezeichnet dieses Manöver auch als Schleichfahrt, ein typisches Beispiel ist stockender Verkehr aufgrund von hohem Verkehrsaufkommen, bei dem alle Fahrzeuge bei möglichst gleichen Geschwindigkeiten rollen. Als oberer Grenzwert gelten etwa 7 km/h, das ermöglicht auch das einfache Fahren von Schrittgeschwindigkeit in verkehrsberuhigten Zonen. Bei der Übersetzungsauslegung sind immer auch die Radgrößen zu berücksichtigen. Der dynamische Rollradius des Rades ist die geometrische Größe, mit der die Fahrwiderstandskräfte in Radmomente gemäß Gl. (2.11) umgerechnet werden können. Zur Beurteilung von Kriech- und Anfahrvorgängen wird oft die Geschwindigkeit bei 1000 Motorumdrehungen pro Minute xP 1000 angegeben.14 Damit ist neben der Gesamtübersetzung auch der dynamische Rollradius berücksichtigt.

1.5.6

Auslegung der Anzahl und Stufung der Gänge

Sind die Übersetzungen von erstem (i1 ) und letztem Gang (inS ) bekannt, steht die sogenannte Übersetzungsspreizung des Getriebes fest 'S D i1 =inS :

(1.21)

Eine höhere Ganganzahl nS bei gegebener Spreizung führt tendenziell zu geringeren Zugkraftlücken (vgl. Abschn. 1.5.2) und ermöglicht eine bessere Wandlung der Motorkennfelder (Primärkennfelder) an den fahrsituationsabhängigen Bedarf und wirkt sich damit positiv auf Fahrleistungs-, Kraftstoffverbrauchs- und Emissionswerte aus (vgl. Abschn. 1.1 und 1.2). Gleichzeitig jedoch bedeuten mehr Gänge auch mehr Schaltungen und höheren Bauaufwand durch eine zwangsläufig erhöhte Bauteilanzahl sowie höheres Getriebegewicht. Auch die Komplexität und der Aufwand bei der Entwicklung steigt mit der Anzahl der Gänge und damit die Häufigkeit von Schaltungen. Schließlich muss auch dem transienten Verhalten während der Schaltung Rechnung getragen werden. Bei der Wahl der optimalen Ganganzahl nS ist somit ein Zielkonflikt in Form eines Kompromisses zu lösen [13]. Heutige manuelle Pkw-Getriebe besitzen bis zu sechs Vorwärtsgänge. Erste Anwendungen mit mehr als 6 Fahrstufen im Sportwagenbereich werden sich im Massenmarkt vermutlich nicht durchsetzen. Moderne automatisch schaltende Pkw-Getriebe besitzen jedoch bereits bis zu neun Vorwärts- und mehrere Rückwärtsgänge. Bei Lkws sind 12 oder mehr Gänge Stand der Technik für automatisierte Schaltgetriebe 14

Umgangssprachlich aber v1000 .

48

1


und bis zu 18 Gänge bei Handschaltgetrieben. Diese Zahlen werden bei Sonderfahrzeugen oft noch überschritten. Liegt die Ganganzahl fest, müssen die Übersetzungen der Zwischengänge festgelegt werden. Dazu existieren zwei relevante Auslegungsstrategien: die geometrische Übersetzungsauslegung, die Übersetzungsauslegung mit konstanter Progression. Daneben sind theoretisch Auslegungen nach arithmetischer Aufteilung (degressiv) oder im Hinblick auf konstante Änderung der Ausgangsdrehzahl bei definierter Eingangsdrehzahl bekannt. Letztere ist eine andere Form der Progression. Schaltet man bei einem Beschleunigungsvorgang immer bei der gleichen Motordrehzahl, so ist der Geschwindigkeitszuwachs zwischen den Schaltungen konstant. Zentrales Auslegungskriterium bei allen Strategien ist der (Gang-)stufensprung, der das Verhältnis der Übersetzungen zweier benachbarter Gänge definiert 'k D ik =ikC1 :

(1.22)

Diese Gleichung entspricht der Form nach der Berechnung der Spreizung und das Produkt aller Stufensprünge ergibt die Spreizung 'S D

nY S 1

'k ;

(1.23)

kD1

wobei nS die Anzahl der Gänge ist. Die geometrische Übersetzungsauslegung (Abb. 1.42a) verlangt konstante Stufensprünge bei allen Gängen. Dies bedeutet, dass für jede Schaltung – ausgehend von einer definierten Drehzahl – in einen benachbarten Gang die Drehzahldifferenz gleich ist. Gleichzeitig verändern sich die Fahrzeuggeschwindigkeitsdifferenzen zwischen den Schaltungen. Sogenannte Gruppengetriebe (vgl. Kap. 8) verwenden diese Art der Auslegung. Für den Stufensprung gilt bei geometrischer Übersetzungsauslegung 'D

p

nS 1

'S D konst :

(1.24)

Bei der Übersetzungsauslegung mit konstanter Progression hingegen wird ein konstantes Verhältnis benachbarter Gangstufensprünge vorausgesetzt D 'k ='kC1 D konst :

(1.25)

Der Parameter wird als Progressionsfaktor bezeichnet und wird bei der Auslegung vorgegeben. Bei progressiver Übersetzungsauslegung (Abb. 1.42b) sinkt der Drehzahlabfall bei Hochschaltungen mit höheren Gängen. Daraus ergeben sich hohe Zugkraftlücken in

1.5


49

a

b

Abb. 1.42 Vergleich geometrischer (a) und progressiver (b) Übersetzungsauslegung

den unteren Gängen und kleinere Zugkraftlücken in den höheren Gängen. Eine Übersetzungsauslegung mit dem konstanten Progressionsfaktor D 1 entspricht einer geometrischen Übersetzungsauslegung. Die Produktbildung aus Gl. (1.23) kann nun mit der Definition des Progressionsfaktors über Reihenbildung in den Ausdruck 'S D

Œk.k1/.nS k/.nS k1/ =2 nS 1 'k

überführt werden, und gilt für 1 k nS 1.

(1.26)

50

1


1.5.7 Zielkonflikte bei der Übersetzungswahl Die unterschiedlichen Kriterien zur Auswahl der Übersetzungen widersprechen sich zum Teil. Damit entsteht ein klassischer Zielkonflikt. Die wichtigsten Einflüsse verschiedener Ansätze sind hier mit ihren positiven und negativen Aspekten zusammengetragen: Große Übersetzung des ersten Gangs + hohe Steigfähigkeit + gutes Beschleunigungsvermögen + geringe Reibarbeit in der Kupplung beim Anfahren + gutes Kriechvermögen – frühe Schaltung 1–2 wirkt sich negativ auf die Fahrbarkeit aus – die Kraftschlussgrenze wird möglicherweise überschritten – inS steigt bei gleicher Spreizung Niedrige Übersetzung des letzten Gangs + Overdrive senkt Drehzahlen und Verbrauch bei Konstantfahrt – i1 sinkt bei gleicher Spreizung – geringe Zugkraftreserven Progressionsfaktor ideal gewählt + subjektiv gute Fahrbarkeit durch konstante Geschwindigkeitsabstände der Schaltungen und geringe Drehzahlsprünge bei Schaltungen im oberen Geschwindigkeitsbereich – Zugkraftlücken in niedrigen Gängen groß – unterschiedliche Bedeutung der Gänge Höhere Ganganzahl + bessere Anpassung der Motorkennfelder an die Fahrsituationen (geringe Zugkraft- bzw. Leistungslücken) – mehr Schaltungen im Fahrbetrieb – erhöhter konstruktiver Aufwand – hohes Gewicht – mehr Bauraumbedarf – höhere Kosten bei Produktion und Applikation Die letzten vier Punkte gelten nicht unbedingt für Automatikgetriebe. Höhere Übersetzungsspreizung + bessere Fahrleistungs- und Verbrauchswerte durch bessere Betriebspunktwahl im Motorkennfeld + mehr Bauraumbedarf (abhängig von gewähltem Radsatzkonzept eines Automatikgetriebes) – hohe Komponentenbelastung

1.5


51

Über die technischen Bewertungen hinaus sind oft auch Aspekte des Marketings zu berücksichtigen. Die Anzahl der Stufen bei modernen Automatikgetrieben, aber auch bei Handschaltgetrieben wird auch zur Differenzierung von Wettbewerbern genutzt. In einigen Märkten werden Getriebebezeichnungen, die die Anzahl der Gänge im Namen verwenden, am Fahrzeugheck angebracht.

1.5.8

Praktische Auslegungshinweise

Entsprechend der Gliederung der obigen Abschnitte erfolgt auch die praktische Auslegung von erstem und letztem Gang. Typische Pkw-Getriebe werden mit einem konstanten Progressionsfaktor zwischen 1,10 und 1,13 ausgelegt [14]. Der Stufensprung zwischen den beiden ersten Gängen liegt dabei im Bereich von 1,45 bis 1,9. Neben den gezeigten physikalischen und mathematischen Zusammenhängen treten in der Praxis weitere, teilweise marktspezifische Aspekte hinzu. Die Anzahl der Gänge ist in der Vergangenheit stetig gestiegen, obwohl zuletzt das Kosten-Nutzen-Verhältnis zusätzlicher Stufen im Pkw-Bereich eher ungünstig ist. Im Nutzfahrzeugbereich sind die Gangzahlen derzeit schon rückläufig [15]. Bei Stirnradgetrieben für die Konfiguration Standardantrieb (vgl. Kap. 6) ist ein direkter Gang (mit der Übersetzung i D 1) obligatorisch. Üblicherweise ist dies der letzte oder vorletzte Gang, aber es gibt auch Konzepte, die eine noch niedrigere Fahrstufe verwenden. Die Regeln und Gleichungen zur Auslegung bleiben allesamt gültig, idealerweise würde man sie jedoch umformulieren, um die Variationen vom Direktgang aus zu starten. Für die für eine Beschleunigung von 0 auf 100 km/h, respektive von 0 auf 60 mph, benötigte Zeit ist es wichtig (insbesondere im Hinblick auf die Katalogwerte), mit möglichst wenigen Schaltvorgängen mit Zugkraftreduktion auszukommen. Damit ist für einen sportlichen Antrieb mit Ottomotor eine Geschwindigkeit von 100 km/h im zweiten Gang zu erreichen, bei Dieselanwendungen ist es meist der dritte Gang. Im Hinblick auf den Verbrauch ist die Optimierung auf den Fahrzyklus – insbesondere den europäischen, an dem Fahrten mit konstanter Geschwindigkeit relativ hohe Anteile haben (ca. 40 % des Stadtanteils und ca. 60 % des Überlandanteils; vgl. Abschn. 1.3.1) – durchaus üblich. Die Konstantfahrten sind in möglichst günstigem Betriebspunkt der VKM abzuleisten. Bei der Umsetzung der Übersetzungen in reale Bauteile kommt es zwangsläufig zu Abweichungen. Die Zahnradpaarungen (vgl. Abschn. 3.2) oder Planetenstufen (vgl. Abschn. 3.3) können die theoretisch ermittelten Übersetzungen nicht genau abbilden. In beiden Fällen führen die ganzzahligen Zähnezahlverhältnisse zu anderen als den theoretischen Übersetzungen, und bei den Planetensätzen entstehen bei der Verschaltung Abhängigkeiten zwischen den einzelnen Übersetzungen, die zu signifikanten Abweichungen führen können.

52

1


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Schaltdynamik und Komfort

Bisher sind Anforderungen an Getriebe eingeführt, die mittels mehrerer Gänge und entsprechender Gangwechsel erfüllt werden. Dieses Kapitel beschreibt in Abschn. 2.1 die unterschiedlichen Abläufe einer Schaltung und vergleicht die ideale Schaltung mit qualitativ nicht akzeptablen Schaltungen. Sowohl die schaltungsbedingten Momentenänderungen als auch der Motor regen den Triebstrang zum Schwingen an. In Abschn. 2.2 werden auftretende Schwingungsformen und Eigenfrequenzen besprochen sowie Maßnahmen zur Reduktion dieser Schwingungserscheinungen erläutert. Der immer deutlicher werdende Fokus auf Komfort führt dazu, dass die Beherrschung von Geräusch- und Vibrationsentwicklung stärker in den Vordergrund drängt. Abschn. 2.3 konzentriert sich auf das Thema Fahrzeugakustik und das Verhalten des Getriebes in diesem Spannungsfeld. Dadurch dass Triebstrang und Fahrzeugaufbau miteinander verbunden sind, kann der schwingende Triebstrang die Karosserie ebenfalls anregen und somit das Komfortempfinden wesentlich beeinflussen. Dies wird in Abschn. 2.4 diskutiert. Viele der Reaktionen sind für die Fahrzeuginsassen nur subjektiv wahrnehmbar. Mit der Beschreibung des physiologischen Empfindens des Menschen schließt dieses Kapitel.

2.1

Grundlagen des Gangwechsels und der Synchronisation

2.1.1 Klassifizierung von Schaltungen Für das Wechseln von Gängen werden entsprechend den Fahrsituationen und Getriebebauarten unterschiedliche Schaltungstypen definiert. Wird der Momentenfluss durch das Getriebesystem während der Schaltung erhalten, so werden sie als Lastschaltungen bezeichnet. Dies erfordert entsprechende lastschaltfähige Getriebe, wie z. B. Stufenautomaten (AT) oder Doppelkupplungsgetriebe (DCT). Darüber hinaus existieren weitere Getriebetypen, die Lastschaltungen nur für eine Untermenge von Schaltungen ausführen können [1, 2]. Wird der Antriebsstrang während einer Schaltung © Springer Fachmedien Wiesbaden 2016 53 R. Fischer et al., Das Getriebebuch, Der Fahrzeugantrieb, DOI 10.1007/978-3-658-13104-3_2

2

54 Tab. 2.1 Schaltungstypen

2 Übersetzung ineu < ialt ineu > ialt


MAn > 0 Zughochschaltung Power Upshift Zugrückschaltung Power Downshift

MAn 0 Schubhochschaltung Coast Upshift Schubrückschaltung Coast Downshift

geöffnet, so spricht man von unterbrochenen Schaltungen. Getriebetechnologien wie Handschaltgetriebe (MT) oder automatisierte Handschaltgetriebe (AMT) können bauartbedingt nur solche Schaltungen darstellen. Situativ werden solche Schaltungen auch bei lastschaltenden Getrieben ausgeführt. Eine weitere Unterscheidung gilt der Schaltrichtung. Schaltungen in einen höheren (längeren) Gang (mit kleinerer Übersetzung i) werden als Hochschaltungen bezeichnet, das Wechseln in einen kleineren (kürzeren) Gang (mit größerer Übersetzung i) als Rückschaltungen. Schließlich wird auch die Richtung des Momentenflusses für eine weitere Differenzierung herangezogen. In Anlehnung an die Zugkraftbedarfe (vgl. Abschn. 1.2) der Fahrsituationen sind dies entweder Zugschaltungen mit positivem Moment an der Getriebeeingangswelle (MAn > 0) oder Schubschaltungen mit negativem (MAn 0). Aus den beiden letzten Kriterien wird eine Kombination gebildet, die wesentlichen Schaltungen sind in Tab. 2.1 zusammengefasst. Diese Zuordnung gilt für lastschaltende und unterbrechende Gangwechsel und setzt während des Schaltablaufs einen gleichbleibenden Fahrerwunsch voraus, was für die Mehrzahl der Schaltungen auch zutreffend ist. Ändert sich der Fahrerwunsch nach der Schaltungsanforderung, so spricht man von Change-of-Mind-Schaltungen. Je nach Status der ursprünglichen Schaltung werden zusätzliche Strategien zum Abbruch oder Wechsel in einen anderen Schaltungstyp implementiert. Schließlich werden die Schaltungen in einen benachbarten Gang (nächstgrößere oder -kleinere Übersetzung) als Einfachschaltungen und diejenigen, die benachbarte Übersetzungsstufen auslassen, als Mehrfachschaltungen bezeichnet. Während des Schaltablaufs erfolgt die Steuerung (u. U. auch Regelung) des Momentenflusses durch die Momente an den Kupplungen und des Motors. Die grundlegenden Abläufe werden für ausgewählte Schaltungen idealisiert dargestellt und die wesentlichen Sensitivitäten gegenüber Abweichungen der Momente aufgezeigt. Die praktische steuerungsund regelungstechnische Umsetzung sowie Applikation der Schaltabläufe (vgl. Kap. 5) erfordert die genaue Berücksichtigung von Steifigkeiten, Trägheiten und Charakteristika von Reibelementen sowie Momentenauf- und -abbau der Antriebsmaschine. Insbesondere die Position der Schaltelemente und Kupplungen in ausgeführten Getrieben (vgl. Kap. 6) ist für den Schaltablauf relevant. Zur Berechnung der Lastschaltungen wird der Triebstrang (Abb. 2.1) – von Motor bis zu Antriebsrädern – in zwei Teilsysteme zerlegt [3]: Erstes Teilsystem: Motor bis zur Primärseite des Reibelements im Getriebe Zweites Teilsystem: Sekundärseite des Reibelements bis zu Antriebsrädern

2.1 Grundlagen des Gangwechsels und der Synchronisation 1. Teilsystem

55

2. Teilsystem MK1

M1 n1

M2 n2

M3 n2

i1

JFzg

JVKM

i2

MK2

Abb. 2.1 Simulationsmodell für den Schaltablauf

Jedes Teilsystem muss alle Elemente enthalten, über die bei der Schaltung Leistung zu-, abgeführt oder gespeichert werden kann, und jedes Teilsystem muss für sich im Gleichgewicht sein. Das so idealisierte Modell lässt sich für alle Schaltungen verwenden, wobei die Trägheiten (sowie Steifigkeiten und Dämpfungen) vor und nach den Reibelementen zu berücksichtigen sind (entsprechend der Vorgehensweise in Abschn. 2.2.4).1 Die Momente der Kupplungen MK1 und MK2 bestimmen das im Strang herrschende Drehmoment. Übertragungsverluste werden bei diesen Prinzipuntersuchungen vernachlässigt, und für das jeweilige Teilsystem lautet damit das Momentengleichgewicht für das motorseitige Teilsystem M1 JVKM !P 1 MK1 MK2 D 0 ;

(2.1)

das Momentengleichgewicht für das fahrzeugseitige Teilsystem MK1 i1 C MK2 i2 M3 JFzg !P Fzg D 0 :

(2.2)

Als Annäherung wird M3 in der Simulation zu null gesetzt.

1 Dabei variieren die Parameter der gangspezifischen Simulationsmodelle entsprechend Abb. 2.1 bei Automatikgetrieben vor und nach den Reibelementen, bei Doppelkupplungsgetrieben bleibt die linke Seite unverändert.

56

2

2.1.2


Lastschaltende Zughochschaltung ohne Motormomenteneingriff

Für die folgenden Betrachtungen werden die in Abschn. 1.4.1 eingeführten Grundlagen zu Kupplungen vorausgesetzt. Abb. 2.2 zeigt eine lastschaltende Zughochschaltung ohne Motormomenteneingriff. Wie in den nachfolgenden Diagrammen, werden die Momenten- und Drehzahlverläufe an der Kupplung K1 durch strichpunktierte Linien, die der Kupplung K2 durch gestrichelte Linien dargestellt. Vorbereitungsphase Zu Beginn der Schaltung ist Kupplung K1 geschlossen und Kupplung K2 geöffnet, d. h., MK2 D 0. Das Motormoment M1 wird während des gesamten Schaltvorgangs konstant gehalten. Das Ausgangsmoment ist mit M2 D i1 MK1

(2.3)

bestimmt (MK2 ist geöffnet), wobei sich MK1 aus (2.1) ergibt MK1 D M1 JVKM !P 1 :

(2.4)

Drehzahl [rpm] Moment [Nm]

Moment [Nm]

Die Motordrehzahl n1 und die Drehzahl der Kupplung K1, nK1 , sind gleich und linear steigend.

1000 800 600 400 200 0 0 2000

theoretisches Moment M1

Überhöhungsmoment

MK2 0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

1.8

2

M2

1000 0 0

.

MK1

0.2

0.4

0.6

n

4000

K1

n

1

2000

n

K2

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

Zeit [s]

Abb. 2.2 Hochschaltung ohne Zugkraftunterbrechung, ohne Motormomenteneingriff

2.1 Grundlagen des Gangwechsels und der Synchronisation

57

Überschneidungsphase Es wird begonnen, die Kupplung K2 zu schließen und Moment über diese zu übertragen (MK2 wird größer). Dadurch verringert sich das Moment MK1 an Kupplung K1 (vgl. Gl. (2.1)). Während die zuschaltende Kupplung K2 schlupft, haftet Kupplung K1. Am Ende der Momentenübergabe ist das Motormoment M1 vollständig auf die neue Kupplung übertragen und das Ausgangsmoment M2 nach Gl. (2.5) mit neuer Übersetzung i2 abgefallen. Dabei muss auch die Kupplung K1 für ihr übertragbares Moment so nachgeführt werden, dass die Kupplung während der Überschneidungsphase immer haftet, das übertragbare Moment der Kupplung genau zum Ende der Überschneidungsphase vollständig abgebaut ist, also MK1 null ist. Der Momenteneinbruch am Ende dieser Phase stellt den tiefsten Punkt im Momentenverlauf M2 während der Schaltung dar. M2 D i2 MK2 :

(2.5)

Synchronisationsphase Bei einer Hochschaltung muss die Motordrehzahl während dieser Phase auf die neue Zieldrehzahl angeglichen werden. Dies wird in diesem Fall dadurch erreicht, dass das Moment an Kupplung K2 über das Motormoment hinaus erhöht wird. Die Verzögerung der Motordrehzahl berechnet sich nach dem Momentengleichgewicht des motorseitigen Teilsystems entsprechend Gl. (2.1) mit MK1 D 0 und lautet !P 1 D

M1 MK2 : JVKM

(2.6)

Das Drücken der Motordrehzahl liefert ein zusätzliches dynamisches Moment, was zu einem Anstieg von M2 führt. Sobald der Synchronpunkt erreicht ist, bricht das Ausgangsmoment M2 ein. Durch die plötzlichen Momentenänderungen wird der Antriebsstrang – der eine endliche Steifigkeit aufweist – zum Schwingen angeregt; Abschn. 2.2 behandelt die auftretenden Phänomene. Abschlussphase An dieser Stelle ist die Schaltung abgeschlossen, in dieser Phase übergibt die Schaltablaufsteuerung an die aufrufenden Algorithmen. Das Kupplungsmoment MK2 ist in dieser Phase um JVKM !P 1 geringer als das Motormoment M1 . Abb. 2.3 zeigt beispielhaft eine entsprechende Ansteuerung der Kupplungsdrücke. Im normalen Fahrbetrieb (d. h., Gang eingelegt, Kupplung geschlossen und kein Schlupf) ist das eingestellte Kupplungsmoment höher als das eigentlich erforderliche, um Sicherheit gegen Schlupfen der Kupplung zu gewährleisten. Vor der Momentenübergabe wird der Druck der aktiven Kupplung K1, der die Kupplungsmomente bestimmt, bereits auf die Haftgrenze – die Kupplung haftet gerade noch – reduziert, um sicherzugehen, dass zum Zeitpunkt der

58

2


l

l

2 M=0

Abb. 2.3 Ansteuerung der Kupplungsdrücke

vollständigen Momentenübernahme durch Kupplung K2 das Moment in Gänze abgebaut ist. Während der Überschneidungsphase wird das Moment von der abschaltenden Kupplung K1 auf die zuschaltende Kupplung K2 übergeben, beide Kupplungen übertragen Moment. Während die Kupplung K2 schlupft, haftet Kupplung K1 während der Momentenübergabe. Da die Kupplung K1 haftet, kann das übertragbare Moment an der Kupplung K1 innerhalb der in Abb. 2.3 eingetragenen Grenzlinien (minimales und maximales Profil von K1) beliebig eingestellt werden, solange es gleich oder höher ist als das erforderliche Moment und die Kupplung K1 nach vollzogener Momentenübergabe kein Moment überträgt. Andernfalls würde die entsprechende Leistung der Kupplung K1 vollständig dissipieren und stünde für den Fahrzeugantrieb nicht zur Verfügung. Es ist sicherzustellen, dass am Ende der Momentenübergabe der Druck der abschaltenden Kupplung K1 vollständig auf null reduziert ist. Das in der Synchronisationsphase eingestellte Überhöhungsmoment wird im gezeigten Beispiel auch in die nächste Phase übernommen, dort dient es zur Sicherheit gegen Durchrutschen.


59

2.1.3 Lastschaltende Zughochschaltung mit Motormomenteingriff Die Überhöhung des Beschleunigungsmoments M2 bei der Zughochschaltung ohne Momenteneingriff wird als unharmonisch empfunden. Außerdem wird an der schlupfenden Kupplung Leistung dissipiert, die aus Verbrauchsgründen zu minimieren ist und damit auch die Belastungen des Tribosystems reduziert. Moderne Getriebe- bzw. Antriebsstrangtechnologie verwendet daher Steuerungs- und Regelungsstrategien, die neben den Kupplungsmomenten auch die Momente des Motors bei Schaltungen beeinflussen. In Abb. 2.4 ist eine Zughochschaltung des einfachen Modells mit Momenteneingriff dargestellt. Anstatt des Überhöhungsmoments der Kupplung wird durch die Reduktion des Motormoments M1 die Angleichung der Motordrehzahl n1 auf die neue Abtriebsdrehzahl erreicht. Die beiden ersten Phasen sind in diesem Beispiel gleich wie im Vorhergehenden. Vorbereitungsphase Kupplung K1 ist geschlossen, Kupplung K2 vollständig geöffnet. Das Abtriebsmoment berechnet sich nach Gl. (2.3). Überschneidungsphase Die Momentenübergabe von Kupplung K1 auf Kupplung K2 erfolgt wie im vorhergehenden Beispiel. M2 verringert sich durch die neue Übersetzung.

Drehzahl [rpm]

Moment [Nm]

Moment [Nm]

Synchronisationsphase Nachdem die Momentübergabe von Kupplung K1 auf Kupplung K2 vollzogen ist, wird das Motormoment verringert. Nach Gl. (2.6) wird damit die Änderung der Motordrehzahl negativ. Das Kupplungsmoment MK2 wird während der 600 400 200 0 0 1500

M

1

M

M

K2

K1

0.2

0.4

1000

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

1.8

2

M2

500 0 0

0.2

0.4

0.6

n

4000

K1

n

1

2000 0

nK2 0.2

0.4 1

0.6

0.8 2

1

1.2 3

1.4

1.6

Zeit [s]

Abb. 2.4 Hochschaltung ohne Zugkraftunterbrechung, mit Motormomenteingriff

60

2


Momentenreduktion geringfügig angehoben, um am Ende der Drehzahlanpassung ein sicheres Haften der Kupplung zu gewährleisten. Das Abtriebsmoment M2 steigt somit ebenfalls. Abschlussphase Wenn sich die Motordrehzahl n1 an die neue Abtriebsdrehzahl nK2 angeglichen hat, wird das Motormoment zügig wieder erhöht. In der Praxis lässt sich der sprunghafte Anstieg des Motormoments kaum realisieren. Zum einen kann bei realen VKM ein solcher Verlauf nicht reproduzierbar dargestellt werden, zum anderen muss der Zeitpunkt absolut exakt getroffen werden, da sich der Momentenverlauf M2 sonst sprunghaft ändert.

2.1.4

Sensitivitäten am Beispiel der lastschaltenden Zughochschaltungen

Die Systemreaktionen können im Falle von Abweichungen den Komfort signifikant beeinträchtigen. Schon bei der Einführung der vereinfachten Schaltabläufe ist angemerkt, dass Abweichungen von den Momentenverläufen zu Störungen führen. Drei wesentliche sind: 1. Die öffnende Kupplung überträgt noch Moment, obwohl die schließende Kupplung bereits das volle Moment überträgt (verspannen). 2. Das Motormoment nach dem Momenteneingriff wird nicht genau am Synchronpunkt aufgebaut. 3. Das Moment an der leistungsführenden öffnenden Kupplung wird zu früh reduziert.

Zu später Abschluss des Momentenabbaus an der öffnenden Kupplung Abb. 2.5 zeigt beispielhaft den verspäteten Abbau des Moment an der öffnenden Kupplung K1. Dabei ist es unerheblich, ob die Kupplung K2 das Moment zu schnell übernommen hat oder Kupplung K1 zu spät vollständig geöffnet wird. Fällt das Motormoment im Laufe der Schaltung ab, ohne dass die Kupplungsmomente entsprechend angepasst werden, ist ebenfalls mit einer solchen Reaktion zu rechnen. Vorbereitungsphase Das Motormoment wird über Kupplung K1 übertragen. Kupplung K2 ist geöffnet. Überschneidungsphase Am Ende der Momentenübergabe überträgt Kupplung K1 noch ein Moment, nachdem Kupplung K2 das vollständige Moment übernommen hat. Kupplung K1 haftet und durch die Momentenübertragung von Kupplung K1 wird Leistung dissipiert. Das Abtriebsmoment M2 ist entsprechend vermindert. Mit dem vollständigen Öffnen der Kupplung K1 steigt das Abtriebsmoment entsprechend dem Gradienten an, mit dem das Moment MK1 an Kupplung K1 reduziert wird.

Drehzahl [rpm]

Mometn [Nm]

Moment [Nm]

2.1 Grundlagen des Gangwechsels und der Synchronisation 600 400 200 0 –200 0 1500

61

M1 M

M

K2

0.2

K1

0.4

1000

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

1.8

2

M2

500 0 0

0.2

0.4

0.6

4000

nK1

n

1

2000 0

nK2 0.2

0.4 1

0.6

0.8

1 2

1.2

1.4

1.6

3 Zeit [s]

Abb. 2.5 Zu später Abschluss des Momentenabbaus an öffnender Kupplung

Synchronisations- und Abschlussphase Entsprechend der Darstellung mit Reduktion des Motormoments. Zu später Aufbau des Motormoments nach der Synchronisationsphase Schon bei der Einführung der Kupplung in Abschn. 1.4.1 ist der Übergang vom Schlupfen zum Haften gezeigt, der mit einer sprunghaften Momentenänderung einhergeht. Im Falle der idealisierten Schaltung mit Momenteneingriff muss das Motormoment schlagartig genau zu dem Zeitpunkt aufgebaut werden, in dem es zum Haften der Kupplung K2 kommt. Abb. 2.6 stellt die Reaktionen auf einen verspäteten Motormomentenaufbau dar. Vorbereitungsphase Das Motormoment wird über Kupplung K1 übertragen. Kupplung K2 ist geöffnet. Überschneidungsphase Entsprechend der Darstellung mit Reduktion des Motormoments. Synchronisationsphase Zum Ende der Phase ist die Drehzahlanpassung erfolgt und die Kupplung beginnt zu haften. Damit steht keine kinetische Energie zur Verfügung, die das infolge der anhaltenden Momentenreduktion des Motors fehlende Moment wie im ersten Teil der Synchronisationsphase kompensieren könnte. Das Abtriebsmoment M2 erleidet einen Einbruch (vgl. Prinzipbeispiel in Abschn. 1.4.1).

2

Drehzahl [rpm]

Moment [Nm]

Moment [Nm]

62 600 400 200 0 –200 0 1500 1000

M1


MK2 M

K1

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

1.8

2

M2

500 0 0

0.2

4000 2000 0

nK1

n1 nK2 0.2

0.4 1

0.6

0.8

1

1.2 3

1.4

1.6 4

Zeit [s]

Abb. 2.6 Zur später Aufbau des Motormoments nach der Synchronisationsphase

Abschlussphase Das Motormoment wird zeitverzögert aufgebaut, was eine neuerliche Momentenänderung zur Folge hat.

Zu frühes Öffnen der abgebenden Kupplung Abb. 2.7 zeigt die Reaktionen auf zu frühes Öffnen der übergebenden Kupplung K1, was identisch ist mit einem zu späten Schließen der übernehmenden Kupplung K2. Vorbereitungsphase Das Motormoment wird über Kupplung K1 übertragen. Kupplung K2 ist geöffnet. Überschneidungsphase In Phase 2a wird das Kupplungsmoment an Kupplung K1, MK1 , bereits verringert, obwohl Kupplung K2 mit dem Schließen noch nicht begonnen hat. Kupplung K1 beginnt zu schlupfen. Kupplung K2 bleibt geöffnet, MK2 D 0. Das Abtriebsmoment fällt mit dem Öffnen von Kupplung K1, während Kupplung K2 noch immer geöffnet bleibt. Das Motormoment M1 bleibt über die gesamte Überschneidungsphase konstant. Die Motordrehzahl n1 steigt über den Wert der Abtriebsdrehzahl nK1 an. In Phase 2b beginnt das Schließen von Kupplung K2. Das Abtriebsmoment M2 fällt weiterhin entsprechend (2.7) M2 D i1 MK1 C i2 MK2 ; allerdings weniger stark als im ersten Teil dieser Phase. Die Motordrehzahl n1 steigt weiter an.

Drehzahl [rpm]

Moment [Nm]

Moment [Nm]

2.1 Grundlagen des Gangwechsels und der Synchronisation 600 400 200 0 0 1500

63

M1 M

M

K2

0.2

K1

0.4

1000

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

1.8

2

M

2

500 0 0

0.2

0.4

0.6

4000

n

nK1

1

2000 0

nK2 0.2

0.4 1

0.6

0.8

1

1.2 3

2b

1.4

1.6 4

Zeit [s]

Abb. 2.7 Zu frühes Öffnen der abgebenden Kupplung

Synchronisationsphase Das Moment von Kupplung K1, MK1 , ist null. Das Moment an Kupplung K2, MK2 , wird konstant gehalten, das Motormoment M1 wird durch Motoreingriff reduziert, um die Drehzahlangleichung zu ermöglichen, die Motordrehzahl n1 beginnt zu fallen. Das Abtriebsmoment M2 wird dadurch entsprechend Gl. (2.5) konstant gehalten. Abschlussphase Die Verläufe folgen prinzipiell den oben gezeigten idealisierten Verläufen (zeitlich richtiges Aufbauen des Motormoments), lediglich die Drehzahl- und Momentenniveaus sind infolge der Abweichung in den vorigen Phasen verändert. Unangenehm wird von Fahrer und Fahrzeuginsassen das Wegdrehen des Motors2 in der Überschneidungsphase mit gleichzeitigem Fahrzeugbeschleunigungsrückgang empfunden.

2.1.5 Lastschaltende Zugrückschaltung In Abschn. 1.4.1 ist für Kupplungen die Regel, die Leistung fließt bei einer schlupfenden Kupplung stets von der schneller zur langsamer drehenden Seite, eingeführt. Während bei der Zughochschaltung für die Synchronisationsphase mit dem Verzögern des Ver2

Die Motordrehzahl steigt ohne entsprechenden Geschwindigkeitszuwachs des Fahrzeugs.

2

Drehzahl [rpm]

Moment [Nm]

Moment [Nm]

64 600 M 1 400 200 MK1 0 –200 0 1500 1000


MK2 0.5

1

1.5

2

2.5

3

0.5

1

1.5

2

2.5

3

M

2

500 0 0 6000 4000

nK1

n1

2000 0

0.5

1

1.5

nK2 2

2.5

3

Zeit [s]

Abb. 2.8 Rückschaltung unter Last

brennungsmotors ein positives Abtriebsmoment erzeugt wird, würde im Falle der Rückschaltung bei sonst gleichem Schaltablauf das Fahrzeug verzögert werden. Aus diesem Grund sind für die Zugrückschaltung Überschneidungsphase und Synchronisationsphase vertauscht. Abb. 2.8 zeigt eine lastschaltende Zugrückschaltung bei konstantem Motormoment. Vorbereitungsphase Kupplung K2 ist geschlossen und haftet ohne Schlupfreserve; Kupplung K1 ist vollständig geöffnet. Synchronisationsphase Das Moment an Kupplung K2, MK2 wird reduziert, die Kupplung schlupft. Mit der Differenz von Motormoment und Kupplungsmoment wird der Motor beschleunigt, die Motordrehzahl steigt. Das Abtriebsmoment M2 verringert sich entsprechend, die Geschwindigkeit des Fahrzeugs nimmt mit deutlich geringerem Gradienten zu. Gegen Ende der Drehzahlanpassung wird MK2 wieder erhöht, um die Motordrehzahl einzuschleifen und ihr Überschwingen zu verhindern. M2 steigt somit ebenfalls. Kupplung K1 bleibt während der kompletten Synchronisationsphase vollständig geöffnet. Mit Erreichen der Drehzahlgleichheit (n1 D nK1 ) ist die Phase abgeschlossen. Überschneidungsphase Nach erfolgter Anpassung der Drehzahl wird nun die Momentenübergabe an die zuschaltende Kupplung K1 ausgeführt. Das Abtriebsmoment M2 steigt aufgrund der neuen Übersetzung.


65

Abschlussphase Das Kupplungsmoment und somit auch das Abtriebsmoment sind konstant. Die Fahrt wird mit Beschleunigung fortgesetzt. Das Motormoment liegt um den Betrag des Moments, das für die Beschleunigung des Motors bzw. seiner Trägheit benötigt wird, über dem Kupplungsmoment. Ganz analog zur Vorgehensweise bei den Zughochschaltungen kann in der Synchronisationsphase bei Teillast alternativ das Motormoment erhöht werden, statt das Kupplungsmoment zu verringern. Diese Möglichkeit ist auf die Teillast beschränkt, da das maximale Motormoment bei Volllast nicht weiter erhöht werden kann. Für die Volllastschaltung gilt es demnach, einen Kompromiss zwischen Schaltdauer und Abtriebsmoment M2 zu finden. Sehr sportlich applizierte Zugrückschaltungen können kaum von unterbrochenen Schaltungen unterschieden werden, und selbst bei Stufenlosgetrieben ist die Momentenreduktion bei schnellen Verstellungen hin zu großer Übersetzung deutlich spürbar.

2.1.6 Zughochschaltung mit Zugkraftunterbrechung Bisher sind Schaltungen betrachtet, bei denen die Motorleistung über zwei getrennte Leistungspfade geführt wird, denen jeweils eine eigene Kupplung zugeordnet ist. Getriebe mit nur einer Kupplung, wie es bei herkömmlichen Handschaltgetrieben beispielsweise der Fall ist, werden in diesem und dem folgenden Abschnitt behandelt. Der Gangwechsel wird vom Fahrer manuell oder auch durch Aktuatorik durchgeführt. Das zugrunde liegende Simulationsmodell zeigt Abb. 2.9. Eine einzige Kupplung verbindet den Motor mit dem Triebstrang. Die Übersetzungsänderung erfolgt durch den Gangwechsel, bei dem von der Übersetzung i1 auf die neue Zielübersetzung i2 gewechselt wird. Die dabei notwendige Drehzahlanpassung erfolgt durch Synchronisationseinheiten. Deren Funktionsweise beschreibt Abschn. 3.7 im Detail. Für die Schaltabläufe ist wichtig, dass beim Einlegen von Gängen die Drehzahlangleichung durch Reibelemente der

M1, n1

MK

MSync

i1

M2

Synchronisationen JVKM

JK

JFZG i2

Abb. 2.9 Prinzipbild und Simulationsmodell für Schaltung mit einer Kupplung

66

2


Synchronisationseinheiten erfolgt, die sich wie eine Kupplung beschreiben lassen. Nach Erreichen der Synchrondrehzahl wird durchgeschaltet und die Momentenübertragung erfolgt formschlüssig. Der gegenüber den Kupplungen wesentliche Unterschied ist, dass beim Auslegen des vorherigen Gangs der Formschluss ohne eine reibschlüssige Zwischenstufe aufgehoben wird. Abb. 2.10 zeigt den Schaltungsablauf eines automatisch schaltenden Getriebes, während das Fahrzeug beschleunigt wird. Es sind zwei Schaltvorgänge, schnell und langsam, gegenübergestellt. Vorbereitungsphase Ausgangsphase, Vorbereitung für den Schaltvorgang. Momentenabbauphase Motor- und Kupplungsmoment werden gleichzeitig reduziert. Mit dem sinkenden Kupplungsmoment reduziert sich auch das Abtriebsmoment M2 . Ab dem Zeitpunkt, an dem die Kupplung vollständig geöffnet ist, ist das Abtriebsmoment M2 null. Gangwechselphase Der Motor wechselt vom Zug- in den Schubbetrieb, das Motormoment wird negativ entsprechend seinem Verlustmoment. Damit wird die Motordrehzahl reduziert. Gleichzeitig muss die Eingangswelle des Getriebes samt getriebeseitiger Kupplungsmasse an die Zieldrehzahl des neuen Ganges angepasst werden. In den Synchroneinheiten wird Synchronmoment MSync aufgebaut. Die schnellere Eingangswelle wird von der langsameren Ausgangswelle gebremst und liefert somit ein zusätzliches Moment an den Abtrieb. Das Abtriebsmoment ist in diesem Fall alleine von MSync abhängig. Im Augenblick der Drehzahlgleichheit bricht das Synchronmoment MSync zusammen und auch das Abtriebsmoment M2 springt auf null. In den neuen Gang wird durchgeschaltet. Momentenaufbauphase Motor- und Kupplungsmoment werden nun wieder erhöht. Die Überhöhung des Kupplungsmoments über das Motormoment M1 führt zu einer weiteren Senkung der Motordrehzahl. Auch M2 steigt wieder. In dieser Phase erfolgt die Synchronisation zwischen Motor und Abtrieb. Ist die Zieldrehzahl erreicht, ändern sich die von der Kupplung übertragenen Momente MK und das Abtriebsmoment M2 sprunghaft. Abschlussphase Weitere Beschleunigung. Die Schaltdauer kann sowohl in den Momentenauf- und Momentenabbauphasen durch die Gradienten der Momentenänderung beeinflusst werden als auch durch die Höhe des Synchronmoments. Werden die Rampen zu steil, kommt es zu Komfortbeeinträchtigungen. Zum einen wird der Verlust an Vortrieb selbst als unangenehm empfunden, zum anderen werden Schwingungen angeregt (vgl. Abschn. 2.2). Auch die Wahl eines zu großen Synchronmoments MSync wird als unkomfortabel bewertet, da die zwischenzeitliche Momentenerhöhung unharmonisch wirkt und insbesondere der neuerliche Einbruch nach Erreichen des Synchronpunkts negativ bewertet wird.


67

a

b

Abb. 2.10 Hochschaltung mit einer Kupplung bei langsamer (a) und schneller Schaltgeschwindigkeit (b)

Der Zusammenhang zwischen Synchronmoment und Synchronzeit lässt sich aus der Gleichung für die kinetische Energie herleiten. Das Produkt aus den beiden Werten ist für eine Schaltung bei gleichen Anfangsbedingungen konstant (MSync tSync D konst).

68

2


Abb. 2.11 Messung einer Hochschaltung mit Handschaltgetriebe

Aufgrund der Fahrwiderstandskräfte wird das Fahrzeug zumindest zu den Übergängen zwischen Phase 2 und 3 sowie Phase 3 und 4 verzögert (die Vereinfachung M3 D 0 gilt also nicht, die negative Beschleunigung resultiert aus einem positiven Moment M3 ). Diese Verzögerung wird als unkomfortabel empfunden. Es ist daher vorteilhaft, diese Übergänge so kurz wie möglich zu gestalten.3 Die Momentenabbau- und Momentenaufbaugeschwindigkeiten führen bei sehr hohen Gradienten zu vermindertem Komfort, ebenso wie ein sehr hohes Synchronmoment. Im Hinblick auf den Schaltkomfort sind schnelle Schaltungen also nicht notwendigerweise gute Schaltungen.4 Abb. 2.11 zeigt eine Messung einer Zughochschaltung eines Handschaltgetriebes. Die zeitlichen Verläufe von Längsbeschleunigung, Motormoment, Kupplungspedalposition, Motordrehzahl und Abtriebsdrehzahlen sind aufgetragen. Im Falle der Abtriebsdrehzahlen sind die Verläufe für die beiden an der Schaltung beteiligten Gänge auf die Getriebeeingangsseite (Motordrehzahl) umgerechnet. Am Verlauf der Längsbeschleunigung ist der Momenteneinbruch während der Schaltung deutlich zu erkennen. Nach Abschluss des Gangwechsels ist die Längsbeschleunigung während der Momentenaufbau- und Syn3

Neben der Anforderung ausreichender Dynamik des Betätigungssystems ist die Signalverarbeitung, die die Zustände „Kupplung offen“ und „Gang eingelegt“ identifizieren muss, von größter Bedeutung. 4 Bei Anwendungen in Sportwagen und Nutzfahrzeugen ist eine schnelle Schaltung im Hinblick auf die Zugkraftreduktion dennoch gefordert, meist wird auf die Synchroneinheiten verzichtet und die Kupplung nicht vollständig geöffnet.


69

chronisationsphase überhöht, solange die Drehzahlgleichheit für den neuen Gang nicht hergestellt ist. Die Modulation des Kupplungsmoments in dieser Phase kann am Verlauf des Kupplungspedalwertes abgelesen werden.

2.1.7 Zugrückschaltung mit Zugkraftunterbrechung Abb. 2.12 zeigt die Rückschaltung eines automatisch schaltenden Getriebes mit Zugkraftunterbrechung im Beschleunigungsfall. Vorbereitungsphase Ausgangsphase, Vorbereitung für den Schaltvorgang. Momentenabbauphase Bei der Rückschaltung werden wie bei der Hochschaltung das Motor- und das Kupplungsmoment gleichzeitig bis auf null reduziert. Dadurch sinkt auch das Abtriebsmoment M2 , bis es vollständig abgebaut ist. Gangwechselphase Analog zur Zughochschaltung erfolgt hier der Gangwechsel. Die Drehzahlangleichung für die Getriebeeingangswelle wird wiederum durch die Reibelemente der Synchroneinheit erreicht. Das für die Beschleunigung erforderliche Moment stützt sich am Abtrieb ab, was zu einem negativen Moment M2 führt. Gleichzeitig wird

Abb. 2.12 Zugrückschaltung mit Zugkraftunterbrechung

70

2


Abb. 2.13 Messung einer Rückschaltung mit automatisiertem Schaltgetriebe

das Motormoment erhöht, um den Motor auf das für den neuen Gang erforderliche Drehzahlniveau zu beschleunigen. Die Bedingungen für den Abschluss dieser Phase sind: Der neue Gang ist durchgeschaltet. Der Motor hat die Zieldrehzahl erreicht. Momentenaufbauphase Nach Erreichen des Synchronpunktes werden Motor- und Kupplungsmoment wieder angehoben. Somit steigt auch das Abtriebsmoment M2 wieder. Es findet weitere Beschleunigung statt. Da die Synchronisation bereits in der vorherigen Phase durch Motormomentenerhöhung erfolgt ist, haftet die Kupplung und das übertragbare Moment der Kupplung kann höher als das Motormoment eingestellt werden. Abschlussphase Die Kupplung ist vollständig geschlossen, das Abtriebsmoment M2 hat infolge der Übersetzungsänderung ein höheres Niveau erreicht. Abb. 2.13 zeigt eine Messung einer realen unterbrochenen Zugrückschaltung, in diesem Fall handelt es sich um ein automatisiertes Schaltgetriebe. Der Verlauf des Motormoments zeigt einen aggressiven Momentenaufbau zur Anhebung der Drehzahl. Dies führt zu einem deutlichen Überschwingen der Motordrehzahl gegen Ende der Gangwechselphase. Nur wenn der neue Gang bereits durchgeschaltet ist, kann ein früheres Schließen der Kupplung das Überschwingen reduzieren, was ein Einschleifen der Motordrehzahl bei Annäherung an den Synchronpunkt zu Folge hätte. Die Zugkraftunterbrechung ist am Längsbeschleunigungssignal deutlich zu erkennen.


71

2.1.8 Betriebspunkte während des Schaltens im Motorkennfeld Der Vergleich von lastschaltenden und unterbrochenen Schaltungen kann sehr gut anhand der Betriebspunkte im Motorkennfeld erfolgen. In Abb. 2.14 sind beispielhaft eine Zugrückschaltung eines manuellen Getriebes und die eines lastschaltenden Getriebes dargestellt. Der Ausgangspunkt ist mit A gekennzeichnet, der Endpunkt nach dem Übersetzungswechsel mit E. Je nach Schaltungstyp sind unterschiedliche Betriebspunkte während der unterschiedlichen Phasen des Schaltablaufs beteiligt. Unterbrochene Schaltung Momentenabbauphase: Die Kupplung wird geöffnet, das Fahrpedal zurückgenommen. Das Motormoment wird vollständig abgebaut (B). Die Motordrehzahl beginnt aufgrund des negativen Motormoments bzw. dessen Verlustmoments zu sinken. Gangwechselphase: Die Motordrehzahl fällt weiter ab (C ). Momentenaufbauphase: Mit Hilfe der Kupplung wird der Motor beschleunigt (D) und die Momente von Motor und Kupplung werden erhöht (E). Der in dieser stark vereinfachten Darstellung gezeigte Punkt D hat in der Praxis kaum Relevanz, da selbst weniger geübte Fahrer bereits vor Erreichen der Synchrondrehzahl

LL

Abb. 2.14 Zugrückschaltungen im Motorkennfeld

72

2


das Fahrpedal betätigen und damit Motormoment aufbauen. Geübte Fahrer beginnen damit schon während der Gangwechselphase, ähnlich wie in den für eine automatisierte Schaltung in Abb. 2.12 und 2.13 gezeigten Abläufen. Lastschaltung Überschneidungsphase: Im Allgemeinen bleibt das Motormoment unverändert (D 0 ). Synchronisationsphase: Das Motormoment bleibt erhalten, entsprechend dem Beispiel des vorigen Abschnitts konstant, so dass am Ende der Phase das gleiche Moment bei höherer Drehzahl vorliegt (D 0 ) (entsprechend Abschn. 2.1.2) bzw. das Moment vermindert wird (C 0 ) (entsprechend Abschn. 2.1.3). Abschlussphase: Motor- und Kupplungsmomente werden erhöht (E).

2.2 Antriebsstrangdynamik Bisher wurden die physikalischen Systeme als idealisierte Systeme mit unendlichen Steifigkeiten und unter Vernachlässigung von Spielen beschrieben. Mit der Berücksichtigung realer Steifigkeiten treten Schwingungen auf, die in diesem Abschnitt vorgestellt werden. Für die Betrachtung eines Fahrzeuggetriebes sind Axialschwingungen, Biegeschwingungen und Torsionsschwingungen relevant. Biegeschwingungen erfordern vor allem Berücksichtigung in der Auslegung der Getriebeabstützung. Das Hauptaugenmerk gilt in diesem Abschnitt den Torsionsschwingungen. Unterschieden werden hochfrequente und tieffrequente Schwingungen, Letztere befinden sich im Frequenzbereich von etwa 3 bis 9 Hz. Ihre Anregung erfolgt durch Stöße, sie sind spürbar oder als Schlaggeräusch hörbar. Beispiele hierfür sind Ruckeln oder Lastwechselschläge. Hochfrequente Schwingungen (Frequenz ab ca. 30 Hz) werden durch Motorungleichförmigkeiten, Unwuchten, Teilungsfehler oder Kreuzgelenke, um einige Beispiele zu nennen, erregt. Sie sind akustisch deutlich wahrnehmbar, Beispiele sind Brummen oder Rasseln [4–6]. Torsionsschwingungen selbst sind weder spürbar noch hörbar. Durch Wechselwirkungen mit den umgebenden Bauteilen kommt es jedoch zu teilweise signifikanten Beeinträchtigungen, die mit großem Aufwand und einer Vielzahl von Maßnahmen auf ein akzeptables Maß reduziert werden. Dabei werden über Übertragungspfade die Anregungen oder Schwingungen weitergeleitet und treten als spürbare oder hörbare Reaktionen zu Tage. Die folgenden unerwünschten Reaktionen treten durch Torsionsschwingungen auf: das Anschlagen von Bauteilen oder Elementen innerhalb der Spiele, z. B. Getrieberasseln, Lastwechselschlag das Übertragen einer Anregung über die Abstützung am Getriebe, z. B. Lastwechselschlag, Brummen die Koppelung mit Biegeschwingungen, z. B. Brummen die Koppelung mit Translationsschwingungen, z. B. Ruckeln

2.2 Antriebsstrangdynamik

73

Bauteile und Subsysteme können sich in vielerlei Hinsicht auf das Schwingungsverhalten eines Fahrzeugs auswirken. Als Teil des schwingenden Systems haben sie die Eigenschaften von: Feder, Masse oder Dämpfer Übersetzungen Entkoppelungen im Falle z. B. reibschlüssiger Leistungsübertragung mit ausreichendem Schlupf Sie können auch zur Anregung beitragen:

Unwuchten der Elemente regen die 1. Ordnung an Kreuzgelenke regen die 2. Ordnung an Teilungsfehler der Verzahnung regen die 2. Ordnung an Reibwertschwankungen

Bauteile und Subsysteme tragen zu Körperschallleitung und -dämpfung oder zur -abstrahlung bei, beispielsweise Körperschallleitung und -dämpfung durch Gelenkscheibe, Lager etc. Körperschallabstrahlung durch Gelenkwellenrohr, Getriebegehäuse etc. Das Getriebe beeinflusst die Schwingungen und die Dynamik des Fahrzeugs durch: Übersetzung Steifigkeiten und Massen Anregungen, z. B. durch Verzahnungs- und Teilungsfehler sowie Momentenstöße beim Schalten (vgl. Abschn. 2.1) Isolieren und Dämpfen, z. B. durch Scheibendämpfer oder Zweimassenschwungräder

2.2.1

Antriebsstrangmodell

Abb. 2.15 zeigt die Anordnung des Antriebsstrangs in einem Fahrzeug. Der Antriebsstrang von Kraftfahrzeugen kann durch eine Drehschwingerkette bestehend aus Drehmassen und Koppelungen (über Federn und Dämpfer) modelliert werden. Die Zielsetzung beruht auf den folgenden Punkten: Verbesserung des Verständnisses des vorliegenden maschinendynamischen Problems Verringerung des Versuchsaufwands durch Simulation und gezielte Versuchsparameterbestimmung

74

2

Seitenwelle HA

Motor

Schaltdynamik und Komfort Rad

Getriebe Gelenkwelle

Differential Seitenwelle VA

Abb. 2.15 Anordnung eines Antriebsstrangs in einem Fahrzeug [BMW]

Absicherung und theoretische Untermauerung von Messergebnissen, insbesondere an Stellen, an denen die messtechnischen Untersuchungen das System in seinen Eigenschaften maßgeblich verändern Abb. 2.16 zeigt einen kompletten Antriebsstrang vom Motor bis zum Fahrzeug. Dieses Modell wird in weiterer Folge als Absolutsystem bezeichnet. So verwindet sich z. B. die A . Weil die Verdrehung im Absolutsystem erfolgt, Seitenwelle um den Verdrehwinkel 'SW wird der Winkel mit einem hochgestellten A versehen. Für die Nachbildung des Getriebes sind zwei Trägheiten wesentlich: Eine Drehmasse JG1 ist vor der Übersetzung, während sich JG2 nach der Übersetzung befindet. Die Eingangswelle und andere Elemente, die mit ihr verbunden sind, sind vor der geschalteten Zahnradstufe angeordnet. Die Ausgangswelle und die Zahnräder sind nach der Übersetzung platziert und werden daher in JG2 zusammengefasst. Über die Trägheiten des Getriebes hinaus zeigt Abb. 2.16 [7] die Übersetzungen von Getriebe iG und Hinterachse iHA sowie die Trägheiten von Motor JVKM , Getriebe vor der Übersetzung JG1 , Getriebe nach der Übersetzung JG2 , Gelenkwelle JGW , Seitenwelle JSW , Rad JR und Fahrzeug JFzg . Dabei ist die Trägheit des Fahrzeugs zur Hälfte auf jeder Seite angetragen. Während die Fahrzeugmasse eine translatorische Bewegung vollzieht, rotiert der Reifen. Für ein einfaches Simulationsmodell muss die translatorische Fahrzeugbewegung in eine äquivalente rotatorische Bewegung übergeführt werden. Abb. 2.17 zeigt die beiden unterschiedlichen Bewegungsarten [8], die sich durch F D mFzg xR ;

(2.8)

M D JFzg 'R

(2.9)


75 Motor

Drehmassen A

J VKM Feder

Dämpfer A

J G1

Getriebe

iG

A

J G2 A

φ GW Seitenwelle

A

C GW

Gelenkwelle

A

J GW A

A

φ SW

Fahrzeug

φ SW iHA

1 2

A

A

J Fzg

JR

A

J SW

A

A

J SW

JR

1 2

A

J Fzg

A

C SW

Rad Differenzial

Abb. 2.16 Antriebsstrang vom Motor bis zum Fahrzeug

beschreiben lassen. Sie sind durch die Abrollbewegung miteinander gekoppelt und mit dem dynamischen Reifenradius rdyn gilt

Originalsystem Reifen rotatorisch

xR D rdyn 'R ;

(2.10)

M D F rdyn :

(2.11)

Ersatzsystem

Fahrzeugmasse translatorisch mFzg

F x r φ M

Abb. 2.17 Umrechnung von translatorischer in rotatorische Bewegung

mFzg

76

2


+ + Antrieb

Getriebe

M1 φ1

M2

i

c1 φ3

+

c2 M3 c3

Abtrieb

φ2

Abb. 2.18 Getriebeabstützung

Aus Gl. (2.8) bis (2.11) errechnet sich die gesuchte äquivalente Trägheit 2 : JFzg D mFzg rdyn

(2.12)

Abb. 2.18 zeigt den Freischnitt eines vereinfachten Getriebes. Neben An- und Abtriebsmomenten M1 und M2 stützt sich das Getriebe über die Getriebelagerung ab, sie überträgt das Moment M3 . Mit der Übersetzung i gilt für die Momente an Ein- und Ausgang M2 D M1 i

(2.13)

und aus dem Momentengleichgewicht errechnet sich M3 D M1 .i 1/ :

(2.14)

Für An- und Abtrieb sowie die Getriebeabstützung werden die Winkel 'i und die Steifigkeiten ci verwendet. Im Falle einer ideal steifen Getriebelagerung ist '3 D 0 und der kinematische Zusammenhang ist '1 '2 D : (2.15) i Bei einer elastischen Getriebelagerung jedoch ändern sich die kinematischen Beziehungen der Winkel zu 1i '1 C '3 : (2.16) '2 D i i Damit ist der Abtriebswinkel '2 nicht alleine durch den Antriebswinkel '1 bestimmt. Über die Getriebelagerung können Schwingungen in den Antriebsstrang eingebracht und vom Antriebsstrang an die Karosserie übertragen werden (vgl. Abschn. 2.4). Grundsätzlich sollte ein Simulationsmodell so einfach wie möglich gewählt werden und schrittweise an die Realität angenähert werden. Sind alle Einflussgrößen verstanden, sollte das Modell wieder vereinfacht werden (soweit zulässig), da am einfachen Modell


77

Aussagen schneller und prägnanter erarbeitet werden können. Um das Schwingungsverhalten eines Systems berechnen zu können, ist es sinnvoll, die einzelnen Massen und Verdrehsteifigkeiten auf eine Welle – in den meisten Fällen auf die Kurbel- bzw. Getriebeeingangswelle – zu reduzieren und den Einfluss der Übersetzungen in den mathematischen Beschreibungen der geometrischen Größen (bei Torsionsschwingungen nur die Winkel) zu eliminieren.

2.2.2

Reduktion von Trägheitsmomenten

Als einfaches Beispiel seien zwei Trägheiten vor und nach einer Übersetzung i betrachtet, das System in Abb. 2.19a. Hier treten zwei unterschiedliche Winkel auf, für die gilt '1 D '2 i :

(2.17)

Für das Ersatzsystem in Abb. 2.19b kann die Ersatzträgheit unter Vernachlässigung von Verlusten über die Energiebetrachtung berechnet werden. In beiden Systemen muss die Rotationsenergie der rechten Trägheiten gleich groß sein, W D 12 J2 'P22 D W D 12 J2 'P12 ;

(2.18)

und für die Ersatzträgheit ergibt sich J2 D

J2 : i2

(2.19)

In einem weiteren Schritt können die beiden Trägheiten J1 und J2 noch zu einer einzigen Ersatzträgheit entsprechend der Darstellung in Abb. 2.20 zusammengefasst werden und es gilt J2 (2.20) J D J1 C J2 D J1 C 2 : i a φ1

b

Originalsystem

J1

i

J2

φ2

φ1

Ersatzsystem

J1

Abb. 2.19 Reduktion der Trägheiten – Erstellung eines Ersatzsystems

J*2

φ1

78

2

Ersatzsystem II

Ersatzsystem

φ1

J1


φ1

J*2

φ1

J*

Abb. 2.20 Reduktion der Trägheiten – Erstellung eines zweiten Ersatzsystems

2.2.3 Reduktion von Federsteifigkeiten Analog zur Reduktion von Trägheiten werden die Federsteifigkeiten reduziert, Abb. 2.21 zeigt Original- und Ersatzsystem. Anstatt zweier Trägheiten sind nun zwei Torsionsfedern durch eine Übersetzung voneinander getrennt. Die kinematischen Beziehungen zwischen Original- und Ersatzsystem lauten '3 D '3 i ;

(2.21)

'4 D '4 i :

(2.22)

Die potentielle Energie der beiden rechten Federn ist gleichzusetzen, W D 12 c2 .'4 '3 /2 D W D 12 c2 .'4 '3 /2 ;

(2.23)

und unter Verwendung der kinematischen Bedingungen wird die Ersatzfedersteifigkeit bestimmt (2.24) c2 D c2 =i 2 : Bei Serienschaltung können die beiden Federn mit den Steifigkeiten c1 und c2 in einem weiteren Schritt zu einer Feder entsprechend Abb. 2.22 zusammengefasst werden, wobei für die Serienschaltung von Federn die Summenbildung an den reziproken Werten durchgeführt werden muss c D

c1 c2 c1 c2 D : c2 C c1 c2 C i 2 c1

Originalsystem

i c1

(2.25)

Ersatzsystem φ 3*

φ4

φ3

c2

Abb. 2.21 Reduktion der Federsteifigkeiten

c1

φ 4*

c2*


79 Ersatzsystem II

Ersatzsystem φ 3*

c1

φ 4*

c2*

c*

Abb. 2.22 Reduktion der Federsteifigkeiten – Erstellung eines zweiten Ersatzsystems

Bei einer Parallelschaltung von zwei Federn können die Steifigkeiten addiert werden c D c1 C c2 D c1 C

2.2.4

c2 : i2

(2.26)

Ersatzsystem

Werden die beschriebenen Prinzipien auf den zu Beginn des Abschnitts modellierten Antriebsstrang (Absolutsystem) angewandt, so ergeben sich die in Abb. 2.23 dargestellten vereinfachten Antriebsstränge. Zur Beschreibung eines realen Systems sind primär die Parameter Trägheiten und Steifigkeiten zu bestimmen. Die Torsionssteifigkeit wird an Torsionsprüfständen gemessen, die Messgrößen sind das Moment und der Verdrehwinkel. Die Steifigkeit berechnet sich aus c D M=' : (2.27) Für die Ersatzsysteme I und II wird nun gleichermaßen vorgegangen. Die Momente und Verdrehwinkel werden in jedem Ersatzsystem auf das Absolutsystem bezogen. Im ersten Schritt werden die Steifigkeiten der beiden Seitenwellen und Reifen jeweils zusammengelegt. Durch die vorliegende Parallelschaltung von Federn können die Steifigkeiten addiert werden. Die Trägheiten können ebenfalls zusammengefasst werden. So verdoppelt sich im Ersatzsystem I die Steifigkeit der Seitenwellen und Räder. Im Ersatzsystem II sind alle Trägheiten und Steifigkeiten auf die Motorseite reduziert. M auf das Absolutsystem umzurechnen, muss dieser Um den reduzierten Verdrehwinkel 'GW mit der Übersetzung des Getriebes multipliziert werden. Dasselbe gilt für die Seitenwellen, jedoch ist hier zusätzlich das Achsgetriebe zu berücksichtigen. Werden das Moment und der Verdrehwinkel im Ersatzsystem II auf die Ausgangsgrößen des Absolutsystems zurückgeführt, wird die ursprüngliche Steifigkeit quadratisch mit der Übersetzung verkleinert. Ein einfaches Zahlenbeispiel: Eine typische Übersetzung des ersten Gangs ist 4, die eines Differentials 3. Damit reduziert sich die absolute Steifigkeit der Seitenwellen für das Ersatzsystem um Faktor 144. Das bedeutet, dass eine Welle, die zwar absolut betrachtet sehr steif ist, sich im Antriebsstrang wie ein sehr weiches Element verhält.

80

2 a


b „auf Motorseite reduziertes

„Ersatzsystem E“

System M“ Motor

Motor M

E M

=M

A M

M E MM =MM

Getriebe iG

j

Getriebe

M GW

M M GW c

M GW

Gelenkwelle E

A

φ GW = φ GW

E A E A MGW = M GW cGW = c GW

Seitenwelle jM SW

Gelenkwelle

M M SW c

M SW

Reifen iHA A

E

A

φ SW = φ SW

Seitenwelle JE = 2J SW SW E MSW =

cE = c A 2 MA SW SW SW

Reifen J E = 2 J R

M

Fzg J Fzg

A R

Fzg

Abb. 2.23 Reduziertes Ersatzsystem des Antriebsstrangs. a Ersatzsystem I, b Ersatzsystem II 100.000

10.000

1.000

100

10

1

Abb. 2.24 Logarithmische Darstellung absoluter und relativer (motorseitig) Steifigkeiten


81

Anschaulich betrachtet ergibt sich bei der Aufbringung des Nennmoments des Motors bei festgehaltenen Rädern eine Verdrehung von bis zu 240ı an der Kurbelwelle (vgl. Abb. 2.27, der Einmassenschwinger eignet sich als Ersatzmodell). Einen Überblick über die absoluten und relativen Steifigkeiten der einzelnen Elemente des für die Darstellungen verwendeten Beispielfahrzeugs zeigt Abb. 2.24. Für die Darstellung der Torsionssteifigkeit wird ein logarithmischer Maßstab verwendet, da die Werte über mehr als zwei Größenordnungen variieren.

2.2.5 Eigenfrequenzen und Eigenformen Die Eigenfrequenzen und Eigenformen sind die charakteristischen Größen eines schwingungsfähigen Systems. Sie beschreiben die freie Schwingung, die durch Impuls- oder Sprunganregungen ausgelöst wird. Die Analyse der Eigenfrequenzen erfolgt an ungedämpften Systemen. Die in Antriebssträngen dominierenden Schwingungen sind Torsionsschwingungen, die in den weiteren Betrachtungen analysiert werden. Die Methodik lässt sich auf Biege- und Längsschwingungen übertragen. Für das in Abb. 2.23 gezeigte Ersatzsystem wird für jede der n rotatorischen Massen der Verdrehwinkel 'i zu einem Vektor 'O zusammengefasst, und die Trägheiten und Federsteifigkeiten werden in Tensoren JN und cN geschrieben. Die Bewegungsgleichung der freien Torsionschwingung lautet in vektorieller Schreibweise JN 'RO C cN'O D 0O :

(2.28)

Für die n Freiheitsgrade ergeben sich n Eigenfrequenzen und n Eigenformen, von denen eine – der „Nulleigenwert“ – die Starrkörperbewegung darstellt (alle Massen drehen sich mit der gleichen Geschwindigkeit, auch als triviale Lösung bezeichnet und daher oft nicht mitgezählt). Die Ermittlung der Eigenwerte erfolgt über die Bildung der Determinanten, die zum charakteristischen Gleichungssystem N D0 det.2 JN C c/

(2.29)

führt. In Abb. 2.25 ist die 1. Torsionsschwingungseigenform eines beispielhaften Triebstrangs dargestellt. Die Trägheit, die sich in einem Schwingungsbauch befindet, ist für die jeweilige Form ausschlaggebend. Bei der niedrigsten Eigenfrequenz schwingt der Motor gegen die übrigen Triebstrangelemente. Die Abstände zwischen den Massen sind äquidistant aufgetragen. Die Ordinate wird auf den maximalen Drehwinkelausschlag normiert. Wird die Länge in Abhängigkeit von der Elastizität aufgetragen, so kann die 1. Eigenform über die sogenannte elastische Länge dargestellt werden, für die die Abstände zwischen den Massen proportional zu den verbindenden Steifigkeiten (l c .1/ ) gewählt werden. Abb. 2.26 zeigt die Auftragung der 1. Eigenform über der elastischen Länge. Die

82

2


Abb. 2.25 1. Torsionsschwingungseigenform des Triebstrangs

Abb. 2.26 1. Torsionsschwingungseigenform aufgetragen über die elastische Länge

Form entspricht einer nach beiden Seiten offenen Schwingung mit einem Knoten in den Reifen. Die Lage des Knotens ist gangabhängig (vgl. Abb. 2.24). Diese Form tritt auch bei einem Zweimassenschwinger auf. In erster Näherung darf angenommen werden, dass der Knoten bei der Fahrzeugmasse liegt, die Eigenform wird ganz deutlich von der Motorträgheit JVKM dominiert. Mit der getroffenen Annahme vereinfacht sich das System zu einem Einmassenschwinger (Abb. 2.27), der Motor schwingt gegen eine Einspannung. Dies entspricht der einfachsten Form eines drehschwingenden Systems. Die Drehbewegung der Trägheit J einer freien und ungedämpften Schwingung wird durch die eindimensionale Differential-


83

Abb. 2.27 Modell des Einmassenschwingers

M1

M2 J c Motor

gesamter Antriebsstrag

Fahrzeug

gleichung J 'R C c' D 0

(2.30)

beschrieben. Die Eigenfrequenz5 berechnet sich für einen Einmassenschwinger nach !0 D

p

c =J :

(2.31)

Die Eigenform ist in diesem Fall die Rotation der trägen Masse um die Drehachse. Die Veranschaulichung gelingt an einem Prinzipbeispiel, das auf eine reale Problemstellung bei Fahrzeugantrieben zurückgeht. In den späten achtziger Jahren traten bei Fahrzeugen starke Komfortprobleme auf, die unter dem Begriff Bonanza-Effekt bekannt wurden [7, 9]. Durch drehmomentstarke Motoren wird der Triebstrang beim Anfahren zum Schwingen angeregt. Fahrzeuginsassen empfinden das Schwingen als äußerst unangenehm. Abb. 2.28a zeigt die Problemstellung. Das Anfahren wird durch ein stoßartiges Aufbringen von M1 nachgestellt. Der Triebstrang schwingt aufgrund der fehlenden Dämpfung unendlich. M2 schwingt zwischen 0 und dem doppelten Wert von M1 . Damit ist das Problem des Bonanza-Effekts beschrieben. Im Allgemeinen werden Schwingungen als störend betrachtet, da sie sowohl die Bauteilbelastung erhöhen als auch den Komfort beeinträchtigen. Durch entwicklungsseitige Maßnahmen sollen die Amplituden nun verringert und/oder das System verstimmt werden, d. h., die maximalen Amplituden werden zu für die Insassen oder Bauteile unkritischen Frequenzen verschoben. Bei Einführung einer geschwindigkeitsproportionalen Dämpfung klingt die Schwingung nach einer e-Funktion ab. Prinzipiell können zwei Parameter verändert werden: Steifigkeit und Drehmasse. Bei Änderungen der Parameter ändert sich die Amplitude nicht, jedoch die Frequenz. Angestrebt wird in beiden Fällen eine Erhöhung der Frequenz mit unterschiedlich starkem Einfluss auf das Abklingverhalten. Durch ein Erhöhen der Federsteifigkeit wird die Frequenz höher und der Energieinhalt der Feder geringer. Das zeitliche Abklingverhalten bleibt jedoch unverändert. Unter Verwendung der Gl. (2.27) und (2.23) lässt sich die kinetische Energie aus W D M 2 =2c 5

Korrekter ist die Bezeichnung Eigenkreisfrequenz; in !0 D 2f ist f die Frequenz.

(2.32)

84 a

2


=

b

c

d

Abb. 2.28 Varianten zur gezielten Verhinderung des Bonanza-Effektes

berechnen. Es ist ersichtlich, dass bei ausschließlicher Erhöhung der Federsteifigkeit der Energieinhalt der Feder infolge eines Momentenstoßes sinkt. Damit ergibt sich höhere Effizienz bei der Bedämpfung. Durch ein Reduzieren der Drehmassen findet ebenfalls eine Erhöhung der Frequenz statt. Alternativ kann der die Schwingungen auslösende Impuls oder die Drehmomentenaufbringung modifiziert werden, um das Ausbilden der freien Schwingung zu verhindern oder zu reduzieren. Auch dazu eignet sich die Vereinfachung durch ein reduziertes System. Sehr anschaulich lässt sich das Vorgehen an dem oben beschriebenen praktischen Beispiel erläutern, die Betrachtungen erfolgen erneut am Einmassenschwinger. Entsprechend sind in Abb. 2.28 neben der Nachbildung der Problemstellung drei unterschiedliche Lösungsansätze gezeigt, die Aufbringung des Momentes M1 wird dabei variiert. In der ersten Variante wird M1 rampenförmig erhöht (Abb. 2.28b). Ist die Rampendauer genau gleich lang wie die Periodendauer, verschwindet die Schwingung vollständig. Eine beispielhafte Periodendauer T ist im 2. Gang 0,3 s. Aus Kundensicht ist diese Variante nicht zufriedenstellend, weil das Fahrzeug dadurch äußerst träge wirkt. Der subjektive Eindruck wird in der Messung bestätigt. Durch stufenförmiges Erhöhen von M1 innerhalb der halben Periodendauer (Abb. 2.28c) ist es möglich, das Schwingen des Antriebsstrangs vollständig zu vermeiden. Vorteil ist ein schnelleres Ansprechverhalten des Fahrzeugs, jedoch wird das Potenzial des Motors beim


85

Momentenaufbau nicht genutzt und damit objektive und insbesondere subjektive Performance verschenkt. Das stoßartiges Aufbringen von M1 als dritte Variante (Abb. 2.28d) stellt einen Kompromiss dar. Durch das stoßartige Aufbringen des Moments wird das Potenzial des Motors genutzt, und durch eine Momentenreduktion nach der 1. Periode erlischt die Schwingung. Im Vergleich zur vorigen Variante wird das System als deutlich dynamischer bewertet. Für die Eigenfrequenzen höheren Grades sind die Vereinfachungen durch einen Einmassenschwinger nicht mehr zulässig. Die höheren Eigenformen des schon oben verwendeten typischen Beispiels zeigt Abb. 2.29. Bei der 2. Eigenfrequenz schwingen der Motor und der restliche Antriebsstrang gegenphasig zueinander, der Schwingungsknoten liegt im Zweimassenschwungrad (ZMS). Bei der 3. Eigenfrequenz tritt die größte Drehungleich-

Eigenformen

2. Gang

5. Gang

1 2

3

4

5

„ZMS sekundär“ 2. Eigenfrequenz Eigenfrequenz [Hz] 14.6

1

2

16.8

3 4 „Rad“ 3. Eigenfrequenz Eigenfrequenz [Hz]

1

6

5 36.6

6 36.8

2 3

4

„Differential“ 4. Eigenfrequenz Eigenfrequenz [Hz] 239.1

Abb. 2.29 Höhere Eigenformen eines Beispielfahrzeugs mit ZMS

5

6 155.1

86

2


förmigkeit im Rad auf, während das Differential bei der 4. Eigenfrequenz am stärksten schwingt. Eigenfrequenzen und Eigenformen sind für den 2. und 5. Gang gezeigt. Die Unterschiede sind bei allen Eigenformen zu erkennen, für die 4. Eigenfrequenz sind sie am signifikantesten. Die Abstimmung der torsionsschwingungsdämpfenden Maßnahmen (vgl. Abschn. 2.2.8) muss also für alle Gänge durchgeführt werden. Die dabei ebenfalls auftretenden hochfrequenten Schwingungen können akustisch wahrnehmbar und störend sein; die Fahrzeugakustik wird in Abschn. 2.3 besprochen. Die Änderung einer einzelnen Übersetzung kann signifikante Auswirkungen auf das Schwingungsverhalten des Antriebsstrangs haben. Entsprechend ist im Entwicklungsverlauf sicherzustellen, dass alle möglichen Übersetzungen, also alle Gänge, in den rechnerischen und experimentellen Untersuchungen eingeschlossen werden.6

2.2.6

Schwingungsanregungen

Mit den Eigenfrequenzen und Eigenformen sind freie Schwingungen und diejenigen, die sich infolge eines Momentenstoßes oder eines Momentensprungs ausbilden, beschrieben. Der Schritt zu den erzwungenen Schwingungen erfordert die Kenntnis der Erregungen, die diese Schwingungen auslösen. Für Torsionsschwingungen kommen viele Erregerquellen – jedoch mit unterschiedlich starkem Einfluss – in Betracht. Tab. 2.2 gibt einen Überblick.

Tab. 2.2 Quellen und Ursachen von Schwingungserregungen Erregerquelle Motor

Kupplung Getriebe

Gelenkwelle Rad Alle rotierenden Teile

6

Ursache Zündung Lastwechseländerung (Momentänderung) Massenkräfte (Kurbeltrieb) Reibschwingungen (Übergänge zwischen Schlupfen und Haften – induziert durch Reibwertschwankungen oder geometrische Fehler) Zahneingriff Zahnteilungsfehler Schaltstöße Beugungswinkel Fahrbahnunebenheiten Profileinfluss Unwuchten

Aufgrund der Wechselwirkungen von Steifigkeiten, Trägheiten und Dämpfung der Bauteile der Getriebe ist der Einfluss beispielsweise einer Übersetzungsänderung nicht auf den betroffenen Gang beschränkt.


87

Das Getriebe selbst kann durch den Zahneingriff und durch Zahnteilungsfehler Torsionsschwingungen anregen [10, 11]. Auch periodische Änderungen der Fahrpedalstellung (vgl. obiges Beispiel) oder Steuerungs- bzw. Regelungsvorgänge bei Gangwechseln können eine Anregung darstellen. Stark gebeugte Gelenkwellen erzeugen ebenfalls Ungleichförmigkeiten. Auch Fahrbahnunebenheiten oder Radschlupf bei wechselnden Reibwerten zwischen Rad und Straße erregen den Antriebsstrang. Den weitaus größten Anteil an den Schwingungsanregungen hat der Motor. Er regt durch seine Ungleichförmigkeit den Antriebsstrang als Drehschwingungssystem breitbandig an. Die Hauptgründe hierfür sind die diskrete Zündung des Motors und die Eigenschaften des Kurbeltriebs (Massenkräfte). Abb. 2.30a zeigt den Druckverlauf in einem Zylinder, woraus sich unter alleiniger Berücksichtigung der Gaskräfte ein Momentenverlauf an der Kurbelwelle wie der in Abb. 2.30b dargestellte ergibt. Während des Verdichtens liegt ein negatives Moment an der Kurbelwelle an. Die Erweiterung dieses Modells auf Motoren mit mehreren Zylindern erfolgt durch Überlagerung der Verläufe mit einer entsprechenden Phasenverschiebung. Abb. 2.30c–e zeigt den Momentenverlauf dreier verschiedener Motoren mit jeweils gleichem Hubvolumen pro Zylinder. Der Vorteil hoher Zylinderzahlen in Bezug auf die Ungleichförmigkeiten besteht in Folgendem: Die Erregung erfolgt mit einer höheren Frequenz, was die Abstimmung des Torsionsdämpfers

c

Ordnung

a

d

Ordnung

b e

Ordnung

Abb. 2.30 Entstehung von Motorungleichförmigkeiten durch Gaskräfte

88 Tab. 2.3 Motorbauarten und ihre hauptdrehkritischen Ordnungen

2 Motorbauart 3-Zylinder-Reihen-Motor 4-Zylinder-Reihen-Motor 6-Zylinder-Reihen-Motor 8-Zylinder-V90-Motor 12-Zylinder-V90-Motor 12-Zylinder-V60-Motor


Drehkritische Ordnungen 1,5, 3, 4,5, . . . 2, 4, 6, . . . 3, 6, 9, . . . 4, 8, 12, . . . 3, 6, 9, . . . 6, 9, . . .

erleichtert, und die Amplituden um den höheren Mitteldruck (das Motormoment steigt) sind geringer. Die Frequenz der Haupterregenden ist dabei immer die Zündfrequenz. Das Verhältnis aus Erregerfrequenz und Kurbelwellenumdrehung wird als die Erregungsordnung Oe bezeichnet 60fe Oe D : (2.33) n Bei 4-Takt-Motoren ist durch die 2-fache Umdrehung der Kurbelwelle während eines Arbeitstaktes die haupterregende Ordnung stets die Hälfte der Zylinderanzahl Oe,H D

Anzahl Zylinder : 2

(2.34)

Bei VKM gibt es neben der Haupterregungsordnung noch weitere drehkritische Anregungsfrequenzen, welche von der Bauart des Motors abhängen. Dabei sind die drehkritischen Anregungsfrequenzen stets ein Vielfaches der Haupterregungsordnung. In der Regel nimmt die Bedeutung der höheren Ordnungen ab, da die Dämpfungseigenschaften (geschwindigkeitsabhängig) dort besser wirken [12]. Beispiele für die hauptkritischen Ordnungen zeigt Tab. 2.3. Durch die Bewegungen von Kolben und Pleuel werden sowohl Drehungleichförmigkeiten als auch vertikale und horizontale Anregungen erzeugt. Auch für diese gilt die angegebene Einteilung in Ordnungen. Mit höherer Zylinderanzahl reduzieren sich diese, teilweise werden sie vollständig kompensiert. Die Massenkräfte 2. Ordnung werden insbesondere bei 4-Zylinder-Motoren im Premiumbereich mit Hilfe von Ausgleichswellen größtenteils kompensiert. In Abschn. 1.3.3 sind die Maßnahmen zur Erhöhung des Mitteldrucks der VKM im Kontext der Lastpunktverschiebung und des Downsizings eingeführt. In der Darstellung des Druckverlaufs in Abb. 2.30 wäre der (konstante) Mitteldruck so einzutragen, dass er die gleiche Fläche über der Abszisse einschließt wie der gezeigte Verlauf. Damit wird sehr anschaulich, dass die Druckspitzen und damit die Drehungleichförmigkeiten mit dem Mitteldruck steigen. Die Reduktion der Anzahl der Zylinder bei gleichem Moment führt zu signifikant größeren Anregungen.


89

2.2.7 Erzwungene Schwingung Im Fall der erzwungenen Schwingung steigen ohne Dämpfung die Schwingungsamplituden fortwährend, wenn die Anregungsfrequenz der Eigenfrequenz entspricht, also im Resonanzfall. Die Vernachlässigung der Dämpfung ist daher nicht zulässig.7 Mit dem Anregungsvektor FO .t/ und der Dämpfung dN lautet die Bewegungsgleichung in vektorieller Schreibweise (vgl. auch Gl. (2.28)) JN 'RO C dN 'PO C cN 'O D FO .t/ :

(2.35)

Werden die in realen Systemen möglichen Nichtlinearitäten vernachlässigt, können die den Schwingungen zugrunde liegenden linearen Differentialgleichungssysteme in den Frequenzbereich transformiert, gelöst und besser verstanden werden. Zur Analyse der erzwungenen Schwingung gemäß Gl. (2.35) sind zum einen das System selbst (linke Seite) und zum anderen die Anregungen (rechte Seite) zu beschreiben und modellieren. Dabei sind die Abhängigkeiten von der Motordrehzahl die für die Auslegung wesentlichen Aspekte. Abb. 2.31 zeigt die Reaktionen des Antriebsstrangs auf eine reale, drehzahlabhängige und auf eine vereinfachend als konstant über der Drehzahl angenommene Anregung. Aufgetragen ist jeweils der maximale Wert der Winkelbeschleunigung (auch als Amplitude bezeichnet) über der Motordrehzahl, sowohl für die Systemreaktionen als auch für die Anregungen.

„Antwort” auf konstante Anregung

(=2000 rad/s²)

„Antwort” auf Motoranregung 2. Ord.

Abb. 2.31 Vergleich der Auswirkungen von konstanter Anregung und Anregung 2. Ordnung

7

Bei Resonanz sind die numerischen Lösungsverfahren ohne Dämpfung instabil.

90

2


Erwartungsgemäß weichen die Systemreaktionen auf die beiden Anregungsarten insbesondere in den Bereichen voneinander ab, in denen die Anregungen selbst größere Unterschiede aufweisen. Der Abstand der Resonanzen zu den Minima der realen Anregung in diesem Beispiel ist ausreichend groß, sodass in beiden Fällen die Charakteristik der erzwungenen Schwingung gleich ist.8 Den jeweiligen Maxima der Amplituden lassen sich die Eigenformen zuordnen. Dominierend in dem gezeigten Beispiel ist die Eigenform der Gelenkwelle. In realen Systemen kann die Anregung nur sehr schwer bestimmt werden, da eine Messung immer die Reaktionen des Gesamtsystems erfasst und die Anregungen in der Regel nicht unabhängig vom System selbst sind. Außerdem erzeugt die Applikation der Messaufnehmer in der Regel eine Verstimmung des Systems. Darüber hinaus sind im Entwicklungsablauf oftmals die Anregungen noch nicht bekannt bzw. Änderungen unterworfen. Daher ist es üblich und vorteilhaft, mit einer generischen bzw. drehzahlkonstanten Anregung zu arbeiten. Damit wird verhindert, dass eine Eigenform durch fehlende Anregung maskiert wird.9 Für die erste Analyse ist das in Abb. 2.32 gezeigte Campbell-Diagramm hilfreich. Es zeigt die Eigenfrequenzen des Systems und die hauptdrehkritischen Ordnungen in einem Diagramm. Die Schnittpunkte identifizieren die Drehzahlen, bei denen Resonanzen auftreten. Nicht lineare Schwingungen können nur im Zeitbereich gelöst werden. Auftretende Nichtlinearitäten dabei können sein:

Spiele in den Verzahnungen variable Verzahnungssteifigkeit beim Zahneingriff (parametererregte Schwingung) frequenzabhängige Dämpfung nicht lineare Lagersteifigkeiten nicht lineare Steifigkeitscharakteristik eines ZMS Schlupf in der Kupplung Eigenfrequenz als Ergebnis der Nichtlinearität (Folge)

Nichtlineare Schwingungen können zu einem plötzlichen Anstieg der Schwingungsamplituden führen. Die Behandlung nichtlinearer Schwingungen ist zum Beispiel in [13, 14] ausgeführt.

8

Würde das Minimum der Anregung mit einer Resonanz zusammenfallen, könnte man die Eigenform wahrscheinlich nicht identifizieren. 9 Eine häufige Problemstellung ist die Übernahme eines Getriebes oder Antriebstrangs in eine neue Antriebsstrang- oder Fahrzeugkonfiguration, bei der neue schwingungstechnische oder akustische Phänomene beobachtet werden, die mit großem Aufwand analysiert und abgestellt werden müssen.


0.5

1.5

2

Ordnungen 2.5 3 4 5

3.5

4

4.5

5

6

Motordrehzahl

1 23

1

91

Resonanzen

Eigenfrequenz

Abb. 2.32 Campbell-Diagramm – kritische Drehzahlen für den 2. Gang

2.2.8

Drehschwingungsdämpfung am Getriebeeingang

Neben der Reduktion der Anregungen ist die Optimierung – sprich Erhöhung – der Dämpfung im System eine weitere Möglichkeit, die Auswirkungen auf Bauteilbelastungen und Komfort zu verringern. Folgende Möglichkeiten der Bedämpfung und Schwingungsreduzierung können in Betracht kommen: hydraulischer Drehmomentwandler (offen oder mit schlupfender Überbrückungskupplung) schlupfende Kupplung Torsionsdämpfer in der Kupplungsscheibe Materialien mit höherer Dämpfung Dämpfer, basierend auf dem Prinzip eines Tilgers (zusätzliches Element im Antriebsstrang, erhöht auch die Masse) Filterung der hochfrequenten Schwingungen (z. B. ZMS, wirkt wie ein Tiefpassfilter) Üblicherweise wird im Antriebsstrang eine Kombination aus Trägheitserhöhung und Schwingungsdämpfung eingesetzt, um die Auswirkungen der motorseitigen (primärseitigen) Schwingungen auf den Resttriebstrang zu reduzieren. Die Dämpfung kann dabei durch mechanische, hydraulische und pneumatische Dämpfung realisiert werden. Üblich

2 normierte Drehwinkelamplitude

92


1

Isolationsfrequenz

ω

Abb. 2.33 Konventionelles Kupplungs-Feder-Dämpfer-System in Kupplungsscheibe (Valeo)

sind Federpakete, die sowohl die benötigten Rückstellkräfte realisieren als auch durch innere Reibung und Kontaktreibung bei Relativbewegung zum Führungssystem die Dämpfungswirkung bereitstellen. Im einfachsten Fall dient ein Kurbelwellenschwungrad dazu, die rotatorische Trägheit der Kurbelwelle zu erhöhen, wodurch sich die Drehmomentungleichförmigkeiten im gesamten Antriebsstrang, also auch im Motor, reduzieren. Diese Zusatzmasse wirkt sich jedoch negativ auf das Fahrverhalten und die Kraftstoffverbrauchseigenschaften aus, da die in Fahrmanövern zu beschleunigenden Trägheiten – und mit ihnen der Beschleunigungsbeiwert – gerade in den unteren Gängen massiv steigen. In der Kupplungsscheibe wird daher ein Feder-Dämpfer-System eingesetzt, welches durch geeignete Wahl der Federsteifigkeiten zu einem unterkritischen Schwingungsverhalten des getriebeeingangsseitigen Antriebsstrangs führt. Abb. 2.33 zeigt ein Beispiel. Zwischen dem Innenteil mit Anschlussnabe zur Getriebeeingangswelle und dem Belagträger mit den Reibbelägen sind tangential Federpakete angeordnet. Dadurch wird die Eigenkreisfrequenz !0 so weit herabgesetzt, dass sich eine Isolationsfrequenz !iso unterhalb der Leerlauffrequenz der VKM einstellt (Abb. 2.33). Die Dämpfungswirkung wird durch Reibung erzeugt. Durch die sich ergebenden Dämpfungseigenschaften werden die Drehungleichförmigkeiten am Getriebeeingang im Normalbetrieb des Fahrzeugs stark gedämpft. Lediglich beim Anlassen des Motors muss der Bereich der Schwingungsverstärkung durchlaufen werden. Mit konventionellen Kupplungs-Feder-Dämpfer-Systemen lassen sich die Drehungleichförmigkeiten nicht beliebig stark bedämpfen. Außerdem werden gute Isolationseigenschaften bei niedrigen Anregungsfrequenzen, also niedrigen Motordrehzahlen, durch geringe Steifigkeiten der Federelemente erkauft, was zu deutlich spürbaren und damit negativ bewerteten Lastwechselreaktionen führt. Moderne Pkw-Motoren zeichnen sich jedoch – getrieben vom Wunsch nach Verbrauchs- und Emissionseinsparungen – durch immer höhere Drehmomente auch bei niedrigen Drehzahlen sowie abgesenkten Leerlaufdrehzahlen und durch geringe Zylinderanzahl (Downsizing) aus, wodurch die Drehungleichförmigkeiten gerade im kritischen Bereich niedriger Drehzahlen immer stärker steigen (vgl. Abschn. 2.2.6).

93 normierte Drehwinkelamplitude


1

Isolationsfrequenz

ω

Abb. 2.34 Zweimassenschwungrad (Valeo)

Eine verbesserte Isolation wird mit einem ZMS erreicht. Für ein ZMS wird das konventionelle Schwungrad der Kurbelwelle in eine primär- und eine sekundärseitige Schwungmasse aufgeteilt und ein – meist mehrstufiges – Tangentialfedersystem zwischen den beiden Massen angeordnet. In der Regel ist dies mit einer Erhöhung der Gesamtträgheit verbunden. Abb. 2.34 zeigt ein Ausführungsbeispiel. Auf diese Weise wird das Schwingungssystem am Getriebeeingang derart geändert, dass eine zusätzliche Schwingungsmode entsteht und die charakteristische Vergrößerungsfunktion der Motordrehungleichförmigkeiten getriebeseitig positiv verändert wird. Die Resonanzfrequenz !iso verschiebt sich aufgrund der geringeren dominanten Eigenfrequenz hin zu niedrigeren Drehzahlen weit unterhalb der Motorleerlaufdrehzahl. Die Hauptnachteile dieser Technologie sind höhere Ungleichförmigkeiten im Motor selbst und der axiale Bauraumbedarf, der insbesondere durch die Federn bestimmt wird, die auf möglichst großem Durchmesser anzuordnen sind. Zur Veranschaulichung wird im Beispiel in Abb. 2.35 trotz des ZMS die Steifigkeit der Kupplungsscheibe (ZMS mit Torsionsdämpfer) unverändert belassen. Durch die Teilung der Schwungmasse bildet sich eine zusätzliche Eigenform. Die entsprechende Resonanz entsteht bei tiefer Frequenz, die Amplituden erreichen große Werte. Die anderen Eigenfrequenzen ändern sich kaum, aber durch die Tiefpasswirkung des ZMS werden die Eigenformen weniger angeregt. Insbesondere bildet sich im unteren Drehzahlbereich eine starke zusätzliche Resonanz aus, bei der die beiden Massen des ZMS gegeneinander schwingen. Dieser Bereich ist beim Anlassen und Abstellen des Motors zu durchlaufen und erfordert Maßnahmen, um die negativen Auswirkungen auf die Bauteilfestigkeit beherrschen zu können. Mit der Verwendung von Bogenfederdämpfern ist eine elegante Lösung zur Reduzierung dieser Resonanz gefunden. Die Dämpfung ist von der Amplitude abhängig, was zu einer erhöhten Dämpfung im Resonanzfall führt [8]. Einen größeren Einfluss ergibt die Kombination des ZMS mit einer starren Kupplungsscheibe (ZMS ohne Torsionsdämpfer). Damit werden alle Eigenfrequenzen zu niedrigeren Drehzahlen verschoben und ändern gleichzeitig ihre Relevanz.

94

2


Eigenform ZMS

Abb. 2.35 Vergleich des Schwingungsverhaltens eines Antriebsstranges ohne und mit ZMS

Die Gegenüberstellung eines einfachen Dämpfungssystems und eines ZMS in Abb. 2.35 zeigt, dass sich der – aus schwingungstechnischen und akustischen Gründen – komfortabel darstellbare Fahrbereich hin zu niedrigeren Motordrehzahlen ausweiten lässt. Eine Anforderung, die in Verbindung mit modernen, meist direkteinspritzenden Motoren zu einer signifikanten Verbrauchsreduktion führen kann, trotz der durch die Verwendung eines ZMS erhöhten Drehmassen. Um diese Mechanismen noch breiter nutzen zu können und um die steigenden Drehungleichförmigkeiten moderner Motorentechnologien dämpfen zu können, werden leistungsfähigere Technologien entwickelt, die eine nochmals verbesserte Schwingungsdämpfung bei geringem Mehrverbrauch gewährleisten (z. B. Fliehkraftpendel) [15].

2.3

Fahrzeugakustik

Unter dem Begriffstripel Noise, Vibration, Harshness (NVH) versteht man die als Geräusch hörbare oder als Schwingung spürbare Auswirkung von Schwingungserregern im Fahrzeug (Motorungleichförmigkeiten, Lastwechselstöße etc.). Da die Schwingungen den Komfort negativ beeinträchtigen können, gewinnt dieses Thema in der Entwicklung und Bewertung immer mehr Bedeutung. Ziel ist es, Schwingungen, die den Fahrkomfort negativ beeinträchtigen, zu vermeiden. Dem NVH-Verhalten steht das Sound-Design gegenüber. Hier wird gezielt die Akustik entsprechender Komponenten (z. B. Motor oder Auspuffanlage) auf die Erwartung des Kunden hin optimiert. Durch die kontinuierliche Reduktion des Verbrennungsmotorgeräusches und durch die Hybridisierung sowie den Einsatz von elektrischen Antrieben hat die Bedeutung des Ge-

2.3 Fahrzeugakustik

95

Abb. 2.36 Einfluss des Getriebes auf die Fahrzeugakustik

triebegeräusches in der Automobilentwicklung zugenommen. Die Rolle des Getriebes in der Fahrzeugakustik kann unter zwei Gesichtspunkten betrachtet werden. Zum einen ist das Getriebe eine Geräuschquelle im Antriebsstrang, welche zum Fahrzeuginnen- und Fahrzeugaußengeräusch beiträgt. Zum anderen ist das Getriebe in Kombination mit Motor und Antriebsstrang für das akustische Feedback an den Fahrer und den „Fahrzeugsound“ mitverantwortlich. Die Rolle des Getriebes als Störgeräuschquelle sowie der Beitrag des Getriebes zum akustischen Verhalten des Fahrzeugs sind in Abb. 2.36 dargestellt.

2.3.1 Getriebe als Geräuschquelle Der integrale Beitrag des Getriebes zum Gesamtfahrzeuggeräusch (Innengeräusch, Außengeräusch) ist im Verhältnis zum Geräuschanteil des Verbrennungsmotors und zu sonstigen Fahrgeräuschen (Windgeräusch, Rollgeräusch) gering. Abb. 2.37 zeigt eine Messung des Vorbeifahrtsgeräuschs mit den Anteilen unterschiedlicher Bauteile. Fahrzeuggetriebe können jedoch aufgrund der Übersetzungen mittels Zahnradstufen oder Riemen oder Ketten einen sehr stark rasselnden oder tonalen (singenden, heulenden) Geräuschcharakter aufweisen, welcher sich störend auf den Gesamtgeräuscheindruck auswirkt. Diese Geräusche sind jedoch in abgegrenzten Betriebszuständen unter Umständen sehr dominant und nicht akzeptabel. Rasselnde oder klappernde Geräusche treten im Wesentlichen bei Getrieben mit Zahnradstufen auf und entstehen entweder aufgrund von Losteilschwingungen (Losräder, Synchronringe, Schiebemuffen) oder durch das Abheben der Zahnflanken von geschalteten Zahnrädern bei niedrigen Drehzahlen und hohen Momenten [11]. In beiden Fällen erfolgt die rotatorische Anregung des gesamten Antriebsstrangs durch motorseitige Mo-

96

2


Abb. 2.37 Geräuschanteile einer Vorbeifahrt

mentenschwankung bzw. Drehungleichförmigkeit (Motorzündfrequenz). Die Frequenzcharakteristik für Rassel- oder Klappergeräusche ist breitbandig und liegt üblicherweise im mittleren bis höheren Frequenzbereich. Abhilfe gegen Getrieberasseln oder Getriebeklappern kann durch die Reduktion von Drehungleichförmigkeitsanregungen auf der Getriebeeingangswelle (z. B. ZMS) oder durch die Optimierung von Zahnflankenspielen und Spielen von Getriebelosteilen erzielt werden. Abb. 2.38 zeigt den Effekt eines ZMS zur Reduktion von Getrieberasseln. Eine weitere Maßnahme zur Vermeidung von Getrieberasseln von Zahnradstufen ist die Verwendung von spielfreien oder verspannten Zahnrädern.10 Weitere Störgeräusche, welche üblicherweise vom Getriebe verursacht werden können, sind die tonalen Störphänomene wie Getriebeheulen, -pfeifen oder -singen. Diese Störgeräusche können bei Zahnradgetrieben durch Zahnfehler (Zahnflankenfehler, Teilungsfehler), durch Parameteranregungen (wechselnde Zahnfedersteifigkeiten), durch Eingriffsstöße oder durch die Verformungen der Getriebewellen unter Last entstehen. Getriebeheulen, -pfeifen oder -singen äußert sich als schmalbandiges, eher hochfrequentes Phänomen und wird im Frequenzspektrum als Ordnungslinien erkennbar (Abb. 2.39). Die Grundfrequenz entspricht dabei der Zahneingriffsfrequenz mal einem Vielfachen (als Beispiel in Abb. 2.39: Die 92. Ordnung ist die zweifache 46. Ordnung). Diese tonalen Störphänomene sind last- und drehzahlabhängig und können durch Erhöhung der Verzahnungsqualität und Zahnsteifigkeit, durch die Erhöhung der Eingriffsüberdeckung 10 Den Autoren sind keine Serienausführungen in Fahrzeuggetrieben bekannt, solche Maßnahmen werden aber häufig bei Zahnradstufen in Verbrennungsmotoren eingesetzt [16].

97 Zweimassen Schwungrad (ZMS)

Frequenzspektrum Luftschall (EMS) 4000 80 3500 3000 2500 Getrieberasseln 2000 1500 1000 500 20 0 1000 Motordrehzahl [1/min] 4500

Frequenzspektrum Luftschall (ZMS)

Frequenz [Hz]

Schalldruck [dBA]

Einmassen Schwungrad (EMS)

Schalldruck [dBA]

Frequenz [Hz]

2.3 Fahrzeugakustik

Motordrehzahl [1/min] Drehungleichförmigkeitsanregung am Getriebeeingang (ZMS)

10

10

2. Motorordnung 4. Motorordnung 6. Motorordnung 8. Motorordnung

0 1000

4500

Drehzahl [1/min]

Drehungleichförmigkeit [rad/sec²]

Drehungleichförmigkeit [rad/sec²]

Drehungleichförmigkeitsanregung am Getriebeeingang (EMS)

2. Motorordnung 4. Motorordnung 6. Motorordnung 8. Motorordnung

0 1000

4500

Drehzahl [1/min]

Abb. 2.38 Frequenzbild des Getrieberasselns mit und ohne ZMS Volllasthochlauf

Schleppbetrieb

8000

150 92 140

Frequenz [Hz]

7000

184. Ordnung 138. Ordnung

160

160

8000

150 92 140

7000

130 6000

92. Ordnung

120

5000 46 4000

46. Ordnung

3000

110 100

70 0

2000

4000

6000

92. Ordnung

60 8000

120

5000 46 4000

46. Ordnung

90 80

2000

130 6000

3000

110 100 90 80 70

2000 0

Drehzahl [1/min]

Abb. 2.39 Frequenzbild des tonalen Zahneingriffsheulens

2000

4000

6000

Drehzahl [1/min]

60 8000

Schalldruck [dBA]

184. Ordnung 138. Ordnung

98

2


sowie die Verringerung der Zahnradwellenverformung behoben werden. Bei Getrieben mit Glieder-, Zahnriemen oder Ketten ergeben sich diese Störgeräusche aufgrund des Polygoneffektes und werden als Ketten- oder Riemenheulen bezeichnet. Bei stufenlosen Getrieben entstehen diese Geräusche durch die Auftreffimpulse der Kettenstege auf den Variatorscheiben, werden über die Lagerstellen an das Gehäuse weitergeleitet und von der Gehäuseoberfläche abgestrahlt. Als Maßnahmen zur Reduzierung dieser Störgeräusche werden konstruktive Maßnahmen zur Versteifung der Gehäusestruktur sowie Sekundärmaßnahmen zur Bedämpfung der Gehäuseoberfläche angewendet. Auch durch die Kupplungssysteme können Störgeräusche hervorgerufen werden. Abweichungen geometrischer Toleranzen führen zu einer direkten Anregung und/oder zu einer Oszillation des Reibmomentes bei Schlupf. Im Reibsystem selbst kann sowohl bei trockener als auch bei Mischreibung durch negative Gradienten des Reibwertverlaufs über der Differenzgeschwindigkeit eine Geräuschanregung induziert werden. Welligkeiten der Laufflächen von Wälzlagern an Getriebewellen sind weitere, potenzielle Störquellen. Bei Fahrzeuggetrieben treten Schaltgeräusche beim Gangwechsel auf. Das häufigste Störphänomen dabei ist der Schaltschlag, besser bekannt unter Clonk Noise. Schaltgeräusche entstehen durch die Interaktion des Getriebes mit dem gesamten Antriebsstrang und werden stark durch die Summe der Drehspiele im Zusammenhang mit ZugSchub-Lastwechsel beeinflusst. Einen weiteren starken Einfluss auf das Schaltgeräusch haben die Kupplungscharakteristik und die Durchführung des Schaltvorganges. Desweiteren können Schaltgeräusche durch die schlagartige Entlastung des unter Last vorgespannten Antriebsstrangs auftreten, was speziell bei Standardantrieben (Heckantrieb) bei der Verwendung von drehweichen Achsseitenwellen in Kombination mit drehmomentstarken Motoren kritisch ist (vgl. Abschn. 1.4.1 und 2.1). Maßnahmen zur Verbesserung des Schaltgeräuschs sind deshalb nicht nur die Reduktion der Drehspiele im Getriebe, sondern im Speziellen die Abstimmung des gesamten Antriebsstrangs wie z. B. Drehsteifigkeiten, Massenträgheiten, Auslegung der Dämpfungselemente und Kupplungscharakteristik.

2.3.2 Getriebe im Zusammenhang mit akustischem Fahreindruck Das Getriebe generiert nicht nur Störgeräusche, sondern liefert indirekt einen sehr wesentlichen Beitrag zum Fahreindruck und im Speziellen zum akustischen Feedback an den Fahrer (Fahrzeugsound). Die menschliche Erwartungshaltung an das akustische Feedback z. B. während eines Beschleunigungsvorganges ist die Zunahme der Motordrehzahl und somit eine kontinuierliche Steigerung der hörbaren Frequenz und wird als Drehzahlcharakteristik bezeichnet. In Abhängigkeit von der Stärke der Beschleunigung sollte diese Frequenzzunahme schneller oder langsamer erfolgen. Dies kann sehr gut anhand von unterschiedlichen Getriebetypen und Antriebsstrangkonfigurationen veranschaulicht werden (Abb. 2.40). Beim konventionellen manuellen Schaltgetriebe nimmt der Fahrer eine Frequenzzunahme wahr, welche mit dem Beschleunigungszustand korreliert. Dieselbe Beschleuni-

2.3 Fahrzeugakustik

99

Abb. 2.40 Drehzahlzunahme – Geräuschzunahme. CVT, Stufenlosgetriebe

gung mit einem Fahrzeug mit stufenlosem Getriebe und leistungsorientierter Verstellcharakteristik führt zu nicht stimmigem Empfinden des Zusammenwirkens von Beschleunigung und Drehzahl- bzw. Frequenzzunahme. Eine maximale Beschleunigung wird bei konstanter Motornenndrehzahl nnenn erreicht. Das bedeutet jedoch, dass die Drehzahlzunahme n über dem Beschleunigungsvorgang null ist und somit auch keine Geräuschbzw. Frequenzzunahme stattfindet. Der Fahrer empfindet aufgrund ausbleibender oder geringer Drehzahlzunahme eine geringere Beschleunigung, selbst wenn diese objektiv sogar besser ist als beim manuellen Schaltgetriebe. Das auditive Feedback stimmt nicht mit dem Fahrzustand überein und der Fahrer ist im ersten Moment irritiert. Um auch bei Fahrzeugen mit stufenlosen Getrieben ein auditives Feedback an den Fahrer zur Verfügung zu stellen, werden entsprechende Maßnahmen in der Betriebsstrategie eingesetzt, beispielsweise die Umsetzung einer, zumindest geringen, stetigen Drehzahlzunahme während eines Beschleunigungsvorganges im Automatikbetrieb. Das Fahrzeug erreicht hier nicht die maximal mögliche Beschleunigung und somit um t später dieselbe Geschwindigkeit, jedoch wird durch das nun vorhandene n (Abb. 2.40) die Beschleunigung stärker empfunden, da mit steigender Motordrehzahl auch die Frequenz stetig zunimmt. Eine

100

2


weitere Maßnahme zur Steigerung des auditiven Feedbacks beim Einsatz von stufenlosen Getrieben ist die Einführung von Schaltpunkten mit definierten Drehzahlsprüngen. Ebenfalls eine Herausforderung an die Akustik stellen die Hybridantriebe dar. Der Mensch reagiert in seiner auditiven Wahrnehmung sehr sensibel, wenn ein Vorgang nicht reproduzierbar ist. Bei Hybridfahrzeugen, welche wechselweise im Elektro- oder Verbrennungsmodus betrieben werden können, erfolgt die Umschaltung in Abhängigkeit u. a. vom Ladezustand der Batterie. Die Umschaltung kann mit einer starken Änderung des Geräuschcharakters verbunden sein. Wird eine für den Fahrer als gleichartig eingestufte Fahrsituation einmal rein elektrisch und einmal unter Verwendung der VKM bewältigt, kann das als störend empfunden werden. Zudem kommen zur Abstimmung der Betriebsstrategie und der Vermeidung von Unstetigkeit im Innengeräusch noch akustische Störgrößen von neuen Systemen und Komponenten wie beispielsweise Elektroantrieb, Leistungselektronik und Lüfter hinzu. Ein weiterer Aspekt der Akustik von Hybridfahrzeugen ist der nahezu geräuschlose rein elektrische Fahrbetrieb, in welchem weder Motor- noch Getriebegeräusche oder Antriebsgeräusche insgesamt wahrnehmbar sind. Dies ist positiv im Hinblick auf die Reduktion der Schallbelastung durch den Verkehr, kann jedoch zu Unfällen mit anderen Verkehrsteilnehmern, insbesondere Fußgängern führen, von denen die Fahrzeuge akustisch nicht wahrgenommen werden. Somit ist auch hier die Akustik zukünftig gefordert, Lösungen zu finden, um dem Umfeld im elektrischen Betrieb ein auditives Signal zu liefern. Dabei wird über die künstliche Generierung des Fahrzeugsounds für die Fahrzeuginsassen im Innenraum sowie für die Umgebung nachgedacht. Auch hier spielen Drehzahl und Lautstärke wesentliche Rollen, um einen akustischen Eindruck über den Fahrzustand und die Geschwindigkeit zu liefern.

2.4 Fahrzeugdynamik und Fahrerinteraktion Das Fahren und Mitfahren in Fahrzeugen erfordert vom Fahrer vielfältige Aktionen und meldet die Reaktionen aus den Fahrzuständen und der Umwelt an alle Fahrzeuginsassen zurück. Diese „Emotionen“ nutzt die Werbung für Fahrzeuge, damit werden auch Getriebefunktionalitäten beworben. Das Fahren wird oft als Erlebnis dargestellt. Entsprechend unterschiedlich sind die Erwartungen an Fahrzeuge und damit an den Antriebsstrang und letztlich das Getriebe. An vielen Stellen wird von Ingenieuren das technisch maximal Machbare entwickelt, was aber anschließend von „normalen“ Nutzern keineswegs honoriert wird. Beispielsweise ist es bei der Entwicklung eines neuen automatischen Getriebesystems gelungen, das Einlegen der Fahrstufe (Wechsel N nach D oder R) völlig ruckfrei zu applizieren. Eine Bewertung durch anderes, nicht technisches Personal führte zu der Beanstandung, dass ja keinerlei Reaktion, kein Feedback des Getriebesystems spürbar sei, das die Ausführung der gewünschten Funktion bestätigt.

2.4 Fahrzeugdynamik und Fahrerinteraktion

101

Da sich Erwartungen an solches Empfinden nicht in Formeln fassen lassen, fällt die Bewertung sehr schwer. Im Allgemeinen findet man in der Literatur kaum Hinweise, die zur Beachtung dieser wenig technischen Randbedingungen anleiten.

2.4.1

Fahrzeugdynamik

Der Begriff Fahrzeugdynamik beschreibt die Interaktion von Fahrer, Fahrzeug (Ladung) und Umwelt in den drei Hauptbewegungsrichtungen [17]: longitudinal, lateral und vertikal. Fahrzeugbewegungen in Längs- und Querrichtung (Längs- und Querdynamik) werden im Allgemeinen mit Eigenschaften wie Beschleunigungsverhalten, Lenkverhalten oder Agilität in Verbindung gebracht. Bewegungen in Richtung der Hochachse eines Fahrzeugs (Vertikaldynamik) werden hingegen mit dem Begriff Fahrkomfort in Zusammenhang gebracht. Die Summe der längs-, quer- und vertikaldynamischen Bewegungen wird vom Fahrer hauptsächlich durch das menschliche Gleichgewichtsorgan im Innenohr wahrgenommen und beeinflusst somit das Fahrerempfinden (Fahrbarkeit) [18].

Fahrzeugaufbau

Aggregatlagerung

Radaufhängung (Feder, Dämpfer,...) Längskopplung Antriebsstrang

Abb. 2.41 Dynamische Koppelung zwischen Aufbau und Antriebsstrang

102

2.4.2

2


Dynamische Koppelung

Die zwischen Fahrbahn und Reifen wirkenden Längs- und Querkräfte resultieren in Kräften und Momenten, die auf den Fahrzeugaufbau und in weiterer Folge auf den Fahrer wirken. Die sogenannte dynamische Koppelung zwischen Antriebsstrang und Fahrzeugaufbau [19–21] erfolgt einerseits über die Elemente des Fahrwerks, wie Federung, Dämpfer und Reifen, sowie andererseits über die Abstützung der rotatorischen Antriebsmomente im Aufbau durch die Motor- und Aggregatelagerung [22]. In Abb. 2.41 ist dieses Gesamtsystem schematisch dargestellt. Bei den Schwingungsuntersuchungen in Abschn. 2.2 (z. B. Abb. 2.16) ist aus Gründen der Vereinfachung die Aggregatelagerung nicht berücksichtigt. Durch die dynamische Koppelung führt etwa ein Lastwechsel im Antriebsstrang (nur Längskräfte am Reifen) zu einer kombinierten Längs-, Quer- und Vertikalbewegung des Fahrzeugaufbaus, wie es der folgende Abschnitt detailliert beschreibt.

2.4.3 Einfluss des Schaltens Ein Schaltvorgang ist im Allgemeinen durch eine Änderung der Zugkraft charakterisiert (bei stufenlosen Getrieben werden Übersetzungen normalerweise verstellt, werden aber diskrete Übersetzungen simuliert, gelten die folgenden Aussagen im Prinzip ebenfalls). Die Zugkraftänderung führt zu einer Anregung des dynamisch gekoppelten Systems. In Abb. 2.42 ist der Zeitverlauf einer Zughochschaltung während einer Volllastbeschleunigung für ein Doppelkupplungsgetriebe dargestellt. Zu sehen sind der Verlauf des Zielgangs (5) sowie die Fahrzeugreaktion: Fahrzeuggeschwindigkeit (1), Motordrehzahl (2), Längs- (3) und Vertikalbeschleunigung (4). Die Beschleunigungen werden jeweils mit einem Beschleunigungssensor gemessen, der in der Regel an der Fahrersitzschiene angebracht ist. Gleich nach der Änderung des Zielgangs zeigt der Verlauf der Längsbeschleunigung ein erstes Minimum, zu diesem Zeitpunkt ist das Moment vollständig von der schließenden Kupplung übernommen. In der Synchronisationsphase ist ein deutliches Maximum in der Längsbeschleunigung zu erkennen, die Strategie verzichtet weitgehend auf die Reduktion des Motormoment, was bei Volllast durchaus üblich ist (vgl. Abb. 2.2). Zum Ende der Synchronisationsphase kommt es zu plötzlichem Haften der Kupplung und die Längsbeschleunigung bricht deutlich ein. Dies ist auch am Verlauf der Vertikalbeschleunigung zu erkennen und entsprechend markiert. Das Abklingen der angeregten Schwingung über zirka eineinhalb Schwingungsdauern zeigt der Verlauf der Längsbeschleunigung. Das Schwingungsverhalten während des Schaltvorgangs kann vom Fahrer nicht beeinflusst werden und wird im Allgemeinen als störend empfunden, was sich negativ auf die Fahrbarkeit auswirkt. Im vorliegenden Fall einer Volllastbeschleunigung treten die Komfortansprüche jedoch hinter die Leistungserwartungen zurück.

2.4 Fahrzeugdynamik und Fahrerinteraktion

103

Abb. 2.42 Zeitverlauf einer Zughochschaltung eines Doppelkupplungsgetriebes bei Volllast

Beispielhaft ist aufgezeigt, dass das Schaltverhalten bei automatisierten Schaltgetrieben (AT, AMT, DCT, CVT) maßgeblichen Einfluss auf die Fahrbarkeit eines Fahrzeugs hat. Der Abstimmung und Optimierung der Schaltstrategie und des Schaltverlaufs sowie der Motorreaktionen auf Momentenanforderungen muss entsprechend hohe Aufmerksamkeit gewidmet werden.

2.4.4

Physiologische Empfindungen des Menschen

Die physiologischen Empfindungen des Menschen beim Fahren eines Pkw werden von einer Fülle von äußeren und fahrzeugabhängigen Faktoren beeinflusst. Zu den fahrzeugabhängigen Faktoren zählen beispielweise Bedienkräfte und Wege, kombinierte Faktoren sind auf die Insassen einwirkende Kräfte, Beschleunigungen und Schwingungen in sämtlichen Bewegungsrichtungen und Frequenzen bis hin zu vibroakustischen Phänomenen. Äußere Faktoren sind z. B. das Verkehrsaufkommen, die Sichtweite und Straßenbeschaffenheit. Die Summe aller auf die Fahrzeuginsassen wirkenden Eindrücke und Kräfte bestimmt maßgeblich das Wohlsein oder Unwohlsein und somit die Zufriedenheit. Der Fahrer, seine Aktionen und Eingaben und die Wahrnehmung der Fahrzeugreaktionen,

104

2


Fahrererwartung

Subjektives Empfinden Straßenverlauf, Verkehr, ... Soll

Fahrer (Regler)

Lenkradwinkel Pedalstellungen, ...

Lenkrad, Pedale (Stellglieder)

Fahrtrichtung, ax, ay, v, ... (Regelgrößen)

Fahrzeug (Getriebe) (Regelstrecke)

Einschlagwinkel, Motorlast, ... (Stellgrößen)

Störgrößen (z.B. Seitenwind)

Abb. 2.43 Regelkreis Fahrer–Fahrzeug

die wiederum neue Regelaktionen hervorrufen, können gut als geschlossener Regelkreis dargestellt werden (Prinzip Actio–Reactio, Abb. 2.43). Ein Fahrzeuglenker hat die Aufgabe der Kurshaltung und Geschwindigkeitswahl, welcher er im Wesentlichen über die Schnittstellen der Lenkung, des Gaspedals, der Gangwahl und der Bremse nachkommt. Das Fahrzeug als Regelstrecke reagiert auf die Stell- und äußeren Störgrößen mit einer Änderung der physikalischen Regelgrößen des gewünschten Fahrkurses und der Fahrzeuggeschwindigkeit. Der Fahrer nimmt die Abweichungen zwischen den Soll- und Ist-Regelgrößen, wie Geschwindigkeit, Querbeschleunigung und Gierrate, wahr und reagiert laufend mit Stellgrößenänderungen (Pedalstellungen, Lenkwinkel). Das subjektive Empfinden wird dadurch geprägt, in welcher Form das Fahrzeug auf die Stellgrößen des Fahrers und möglicherweise auftretende Störgrößen vom Fahrzeug (Schaltschlag, Anfahrruck u. a.) oder von außen (Umwelt, Straße) antwortet und wie die Fahrzeugreaktionen mit der ursprünglichen Fahrererwartung korrelieren. Je weniger Aufmerksamkeit die Geschwindigkeitswahl erfordert (längsdynamische Fahrbarkeit – Antriebsstrangkomfort), desto mehr Aufmerksamkeit kann der Fahrzeuglenker der Kurshaltung widmen (querdynamische Fahrbarkeit); je vorhersehbarer

Literatur

105

und reproduzierbarer das Fahrzeug auf Geschwindigkeitswahl und Kursänderungen reagiert, desto mehr Aufmerksamkeit bleibt für die Bewältigung von äußeren Störgrößen (Verkehrsaufkommen, Seitenwind, Belagwechsel, Straßenglätte u. a.). Zusammenfassend lässt sich daraus schließen, dass ein Antriebsstrang mit vorhersehbarem, reproduzierbarem und stetigem Verhalten für jeden individuellen Geschmack das größte Zufriedenheitspotential bietet, welches z. B. durch Attribute wie kraftvolle Beschleunigung und kurze Verzögerungszeiten in Richtung höhere Dynamik oder durch Attribute wie gleichmäßiger Drehmomentaufbau und Ruckelvermeidung in Richtung Komfort gesteigert werden kann. Für die Fahrzeugentwicklung und Antriebsstrangentwicklung ist es vorteilhaft, wenn sich das menschliche Empfinden durch das Messen von Fahrerinput, Fahrzeugreaktionen und auf den Fahrer einwirkenden Kräften und Schwingungen auf Basis definierter objektiver Kennparameter abbilden und bewerten lässt [23–25]. Dieser Ansatz der objektiven Bewertung der Fahrzeugdynamik zur Unterstützung im Entwicklungsprozess wird mit Softwaretools, wie beispielsweise AVL DRIVE™ [18], umgesetzt.

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106

2


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Elemente der Leistungsübertragung

Mit den in Kap. 1 dargelegten Anforderungen aus Systemsicht werden im Folgenden die Elemente der Leistungsübertragung besprochen. Aus ihnen lassen sich durch Kombination und Verschaltung zusammen mit den Betätigungssystemen (Kap. 4) Getriebe konfigurieren; eine Auswahl wird in Kap. 6 und 8 vorgestellt. Sie liegen im Leistungsfluss zwischen Motor und Rädern und erfüllen die Funktion der Drehzahl- und Momentenangleichung, sowohl in stationären als auch instationären Betriebszuständen. Die wichtigsten Elemente werden in jeweils eigenen Abschnitten behandelt, konstruktive Ausgestaltungen und die gebräuchlichsten Bauformen werden gezeigt. In einer abstrahierten Darstellung sind in Abschn. 3.1 zunächst die physikalischen Grundlagen und Wirkprinzipien eingeführt. Auf dieser Basis lassen sich die unterschiedlichen Charakteristika und Eigenschaften erarbeiten.

3.1 Grundlagen und Wirkprinzipien 3.1.1 Übertragungsformen und Anordnungen Für die Fahrzeuggetriebe besteht die Aufgabe, eine Drehbewegung in eine andere Drehbewegung zu wandeln. Dabei soll möglichst alle Eingangsleistung am Ausgang wieder abgegeben werden und die dem Einsatzgebiet entsprechende Qualität und Dauerhaltbarkeit gewährleistet werden. Die in Serienanwendungen gebräuchlichen Wirkprinzipien dazu sind

Formschluss Kraftschluss Fluiddynamik Hydrostatik Elektrik

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2016 107 R. Fischer et al., Das Getriebebuch, Der Fahrzeugantrieb, DOI 10.1007/978-3-658-13104-3_3

3

108

3 Elemente der Leistungsübertragung

Lediglich die Variante der hydrostatischen Leistungsübertragung ist im Pkw-Bereich derzeit nicht in Serienanwendungen vertreten. Mit Ausnahme der elektrischen Leistungsübertragung sind die übrigen Prinzipien sehr stark verbreitet, formschlüssige und kraftschlüssige Leistungsübertragung wird in allen ausgeführten Antriebssträngen verwendet. Im ersten Moment scheinen die Prinzipien recht wenig miteinander zu tun zu haben. Tatsächlich lassen sich aber sehr wohl Gemeinsamkeiten in der mechanischen Beschreibung finden, ausgedrückt in der Beziehung zwischen Moment und Tangentialkraft M D Ft rw

(3.1)

mit dem Wirkradius rw und der Gleichung für die Drehgeschwindigkeit, die sich aus der Umfangsgeschwindigkeit xP errechnet ! D x=r P w:

(3.2)

Nach Gl. (3.1) wird die Leistungsübertragung lediglich durch die Tangetialkraft Ft und den Wirkradius rw bestimmt.1 Entsprechend den Wirkprinzipien muss nun die Tangentialkraft ausgedrückt werden, in Tab. 3.1 ist eine stark vereinfachte Zuordnung gegeben. Das einfachste Modell eines Elements zu Leistungsübertragung besteht aus einem Antrieb (Eingang oder Input) und einem Abtrieb (Ausgang oder Output). Abb. 3.1 zeigt ein vereinfachtes Modell mit den entsprechenden Tangentialkräften und allgemein unterschiedlicher Wirkradien bei Ein- und Ausgang. Für formschlüssige Übertragung sind die Tangentialkräfte für An- und Abtrieb gleich. In den anderen Fällen können sie jedoch variieren. Abb. 3.1 Prinzip Drehmoment- bzw. Leistungsübertragung

rw2 rw1 M1

FT

M2

Tab. 3.1 Tangentialkraft unterschiedlicher Wirkprinzipien Wirkprinzip Formschluss Kraftschluss Fluiddynamik Hydrostatik Elektrik 1

Tangentialkraft Komponente einer Normalkraft, die zwischen zwei Flächen wirkt Komponente einer Reibkraft, die zwischen zwei Flächen wirkt Komponente des an oder von einem Fluid (Massestrom m) P übertragenen Impulses Komponente der Kraft, die durch einen Druck auf eine Fläche wirkt Komponente der durch den magnetischen Fluß gegebenen Kraft

Bei den hier betrachteten passiven Übertragungen ist die Leistungsbilanz inklusive der Verluste zusätzlich zu berücksichtigen.

3.1 Grundlagen und Wirkprinzipien

109

Tab. 3.2 Kupplungsbeispiele geordnet nach Wirkprinzipien Wirkprinzip Formschluss Kraftschluss Fluiddynamik Elektrik

Kupplungen Klauenkupplung, Parksperre, Flexplate, Synchroneinheiten, Torsionsdämpfer nasse und trockene Reibkupplungen, Getriebebremsen, Synchroneinheiten, Überbrückungskupplungen Retarder elektrischer Retarder

Tab. 3.3 Leistungsübertragende Elemente und Getriebe geordnet nach Wirkprinzipien Wirkprinzip Formschluss Kraftschluss Fluiddynamik Hydrostatik Elektrik

Leistungsübertragende Elemente und Getriebe Stirnradstufen, Kegelradstufen, Planetenstufen, Differentiale stufenlose Übersetzungssysteme (Umschlingungsgetriebe, Reibradgetriebe) Drehmomentwandler, DIWA-Getriebe stufenloses Traktorgetriebe Power-Split-Hybrid

Unter dem Begriff Kupplungen werden alle Elemente verstanden, deren Wirkradien zwischen An- und Abtrieb gleich sind und die im verlustfreien Zustand betragsmäßig gleiches An- und Abtriebsmoment übertragen.2 Die im Weiteren behandelten oder erwähnten Kupplungstypen sind in Tab. 3.2 den Wirkprinzipien zugeordnet. Die Bremse stellt einen Spezialfall einer Kupplung dar, in dem eine Seite drehfest ist. Entsprechende Varianten sind ebenfalls aufgenommen (obwohl sie im geschlossenen, eingelegten Zustand keine Leistung übertragen). Die übrigen Elemente der Leistungsübertragung unterscheiden sich von den Kupplungen durch die Änderungen von Momenten und gegebenenfalls des Drehsinns. Tab. 3.3 ordnet die im Weiteren berücksichtigten Vertreter den Wirkprinzipien zu. Vielfach werden auch Wirkprinzipien kombiniert, um die Anforderungen erfüllen zu können. Auf der Ebene der Elemente werden im Weiteren die Synchroneinheiten in Abschn. 3.7 besprochen, und die heute gebräuchlichen Drehmomentwandler bilden eine Baueinheit mit der Überbrückungskupplung, wie in Abschn. 3.8 gezeigt. An alle leistungsübertragenden Elemente wird die Anforderung gestellt, möglichst hohe Traglast bei möglichst hohen Drehzahlen und möglichst kleinem Bauraum bei möglichst geringen Verlusten darzustellen. Für die Positionierung der Drehachsen zueinander (Winkel und Versatz), wodurch An- und Abtrieb miteinander verbunden werden, existieren theoretisch unendlich viele Möglichkeiten. Die Übertragung der Leistung kann direkt oder über weitere Bauteile oder Medien erfolgen, entsprechend den Möglichkeiten aus Tab. 3.1. Einige wichtige

2

Die Verlustfreiheit stellt normalerweise einen idealisierten Grenzfall dar, der mit realen Ausführungen nicht erreichbar ist.

110


Abb. 3.2 Drehsinn und Achsrichtungen

Anordnungen zeigt Abb. 3.2. Dabei ist der Drehsinn für die Betrachtungen von großer Bedeutung. Die in der Mechanik gebräuchliche Vorzeichenkonvention gilt selbstverständlich auch für Getriebe. Allerdings ist es insbesondere bei einfachen Getrieben durchaus üblich, die Größen Moment und Drehzahl nur betragsmäßig anzugeben. Die wichtigen Positionierungen zwischen An- und Abtrieb sind: konzentrisch, z. B. Kupplungen, Wandler, Planetenstufen achsparallel, z. B. Stirnradstufen, Riemen- oder Kettentrieb rechtwinklig, z. B. Kegelradstufen

3.1.2 Schalten und Modulieren der Leistungsübertragung Mit den Aussagen aus den vorangegangenen Kapiteln entsteht bei den Elementen der Leistungsübertragung die Notwendigkeit, diese zu schalten oder zu modulieren. Die Leistung muss je nach Bedarf durch das Element (abgesehen von Verlusten) vollständig, zu Anteilen oder gar nicht übertragen werden. Im einfachsten Fall bedeutet dies ein einfaches Einund Ausschalten, wie es mit Verschieberädern oder Klauenschaltungen möglich ist (vgl. Abschn. 3.4). In Abschn. 1.4 ist gezeigt, dass dies aber in den meisten gebräuchlichen Getriebeanwendungen nicht ausreichend ist. Es sind Elemente der Leistungsübertragung gefordert, die Drehzahl- und Momentenwandlung beeinflussbar machen. Im einfachsten Fall wird die Eingangsleistung zu einem Teil dissipiert (als Wärmeleistung abgeführt) und nur die Differenz am Ausgang zur Verfügung gestellt, die entsprechenden Kupplungen arbeiten meist mit dem Wirkprinzip des Kraftschlusses. Geordnet in eine Hierarchie der Beeinflussbarkeit sind die folgenden Möglichkeiten in Fahrzeuggetrieben realisiert: Ein- und Ausschalten

3.1 Grundlagen und Wirkprinzipien

111

Drehzahlreduktion variable Übersetzung Beim Ein- und Ausschalten wird die Leistung entweder vollständig oder gar nicht übertragen (unter Vernachlässigung der Verluste). Im Fall der Drehzahlreduktion entspricht das Ausgangsmoment dem Eingangsmoment, reduziert um die Verluste (innere oder/und äußere). Bei der variablen Übersetzung kann die Übersetzung verstellt und beeinflusst werden, sodass am Ausgang ein anderes (auch höheres) Moment verfügbar ist als das, das am Eingang anliegt. Aus der Leistungsbilanz ergibt sich sofort, dass entsprechend die Drehzahl am Ausgang geringer ist als am Eingang. Die Möglichkeit, die Übersetzungen kontinuierlich zu beeinflussen, kann mit dem Wirkprinzip des Formschlusses nicht dargestellt werden. Die anderen Wirkprinzipien lassen eine solche variable Übersetzung zu. Die größte Relevanz bei Fahrzeuggetrieben hat dabei die fluiddynamische Leistungsübertragung. Sie wird bei fluiddynamischen Drehmomentwandlern3 genutzt, die in Abschn. 3.8 ausführlich diskutiert werden. Eine weitere Möglichkeit ist die Nutzung des Kraftschlusses, wobei die in den Grundgleichungen (3.1) und (3.2) gegebenen Wirkradien entsprechend verändert werden. Die Grundlagen zu gebräuchlichen Ausführungsformen als Reibradgetriebe oder Umschlingungsgetriebe werden in Abschn. 3.9 eingeführt und Abschn. 6.6 zeigt Ausführungsbeispiele. Für alle Schalt- oder Modulationsmöglichkeiten gelten je nach Getriebeanwendungen Anforderungen an die Dynamik und Qualität der Beeinflussbarkeit, d. h., wie schnell und wie genau ein gewünschtes Moment am Ausgang eingestellt werden kann. In Kap. 2 sind Schaltabläufe mit einigen Sensitivitäten gezeigt. Dabei können die Elemente so gestaltet werden, dass die Übersetzungsänderung bzw. die Momentenübertragung selbstständig geregelt wird, oder es kommt ein Betätigungssystem mit entsprechenden Steuerungsund/oder Regelungsalgorithmen zum Einsatz. Zum Beispiel kommen bei einfachsten Anwendungen im Zweiradbereich integrierte Steuerungen sowohl für die Anfahrkupplungen als auch für die Übersetzungsänderungen zum Einsatz (vgl. Abschn. 8.5, Abb. 8.29).

3.1.3 Funktionsweise einer Kupplung – Grundsätze der Kraftübertragung durch Reibung In Abschn. 1.4 ist die Funktionsweise einer Kupplung eingeführt. Vor der Vertiefung für trockene und nasse Kupplungen (vgl. Abschn. 3.5 und 3.6) werden die Grundsätze der Kraftübertragung durch Reibung dargestellt. Kupplungen stellen kraftschlüssig arbeitende Drehzahlreduzierer im Antriebsstrang dar. Sie bestehen aus eingangs- und ausgangsseitigen Elementen, die im geschlossenen 3

Oft wird auch der unpräzise Begriff Wandler benutzt, wenn von fluiddynamischen Drehmomentwandlern die Rede ist.

112


Zustand durch eine Normalkraft FN aneinandergepresst werden. Dabei ergibt sich eine Flächenpressung p D dFN =dA, welche in der Regel über die Reibfläche variiert. Für diese Variation sind Verformungen, Fertigungstoleranzen, dynamische Fliehkräfte und thermische Effekte verantwortlich, welche eine Veränderung der Flächenpressungsverteilung im Betrieb verursachen. Die Normalkraft FN bewirkt Reibkräfte an den Reibpaarungen der Kupplung, welche wiederum das übertragbare Drehmoment bestimmen MK D zrm FN :

(3.3)

Das maximal übertragbare Kupplungsmoment wird durch die maximale Normalkraft FN (Aktuierungskraft) sowie durch die konstruktiven Parameter der Anzahl der Reibpaarungen z, des mittleren Reibradius rm und des Reibwerts bestimmt. Der mittlere Reibradius bestimmt sich bei konstant verteilter Flächenpressung in der Reibpaarung aus dem Außenund Innenradius (ra und ri ) der Reibbeläge der Kupplungen rm D

2 ra3 ri3 : 3 ra2 ri2

(3.4)

Durch verschiedene Effekte variiert der mittlere Reibradius im Betrieb. Die exakte Definition erfolgt über den Schwerpunkt der Verteilung der Flächenpressung. Der Reibwert hat großen Einfluss auf die Steuerbarkeit der Kupplung. Idealer Weise ist der Reibwert über dem gesamten Betriebsbereich der Kupplung konstant. In der Realität findet man jedoch eine große Abhängigkeit des Reibwerts von der Relativdrehzahl und der Reibbelagtemperatur.

3.2 Einfache Verzahnungsstufen Einfache Verzahnungsstufen bestehen aus einer Zahnradpaarung. Die Zähne greifen ineinander und über die Kontaktzone wird eine Normalkraft übertragen. Deren tangentiale Komponente ist für die Momentenübertragung verantwortlich. Abb. 3.3 zeigt das Prinzip einer Stirnradstufe mit entsprechendem Freischnitt der Umfangskraft Ft . Gemäß Gl. (3.1) und (3.2) sind die Geometrien der Kontaktzonen so auszulegen, dass die Drehzahl gleichförmig übertragen wird. Das Kriterium wird dadurch erreicht, dass der Wirkradius rw unabhängig von der Winkelposition beider Räder konstant ist. In der Verzahnungstheorie geht man von ideal starren Körpern aus, sodass man eine Zahnkontur mathematisch beschreiben kann, die die genannten Bedingungen erfüllt. Dabei kommt es zu einer Berührung in einer Linie entlang der Zahnbreite (bei Vernachlässigung der Verformung). Zur Beschreibung solcher Konturen gibt es mehrere Lösungen für gegebene, unveränderliche Achsabstände [1]. Abb. 3.4 zeigt eine einzelne Stirnradstufe mit Lagerung und Gehäuse.

3.2 Einfache Verzahnungsstufen

113

Abb. 3.3 Prinzip einer geraden Verzahnungsstufe

rw1

M1 M1

φ1 φ1

FT

φ2

φ2 rw2

M2

M2

Die Evolventenverzahnung sichert als einzige Profilform das Verzahnungsgesetz auch bei Achsabstandsänderungen, die durch Temperaturen, Deformationen oder Toleranzen hervorgerufen werden. Das Verzahnungsgesetz [2] beschreibt neben der konstanten Kraftrichtung auch, dass zur gleichförmigen Übertragung einer Drehbewegung in jeder Wälzstellung das Verhältnis der Winkelgeschwindigkeiten beider Räder konstant sein muss. Eine entsprechende Formulierung geht unter anderem auf L. Saalschütz zurück [3]: „Die Gleichförmigkeit der Bewegungsübertragung zwischen zwei kämmenden Zahnrädern ist gewährleistet, wenn die gemeinsame Normale der beiden Zahnkurven in jedem beliebigen Berührpunkt der Flanken durch den Wälzpunkt C geht.“ Die Evolventenverzahnung ist die am weitesten verbreitete Verzahnungsform, der wesentliche Vertreter formschlüssiger Leistungsübertragung. Die einfachste Form ist die Stirnradverzahnung, die zu Erläuterung der Grundlagen in diesem Abschnitt eingeführt wird. Die Evolventenverzahnung ist aber auch die Basis für Kegelradstufen (vgl. Abschn. 3.2.6) und zahlreiche weitere Ausführungsformen (z. B. Gewindespindeln, Schneckengetriebe), wie sie oft in Betätigungssystemen verwendet werden.

M1

Z1 Achs abstand

Abb. 3.4 Prinzipbild einfacher Stirnradstufe

Z2 MGehäuse

M2

114


E

C A dw

d

db

Abb. 3.5 Konturen der Evolventenverzahnung einer einfachen Stirnradstufe

3.2.1 Auslegungskriterien für Verzahnungsstufen Die Verzahnungsauslegung wird in besonderem Maße von Fertigungseinrichtungen und -prozessen beeinflusst. Neben der Maschinentechnologie zur Verzahnungsbearbeitung ist auch die Technologie der Härteverfahren in die Auslegung einzubeziehen. Neben den Tragfähigkeitsanforderungen sind die akustischen Eigenschaften von großer Relevanz, sie beeinflussen die Auswahl der Fertigungsverfahren im Hinblick auf die Toleranzen bei der Verzahnungsherstellung. Die wesentlichen lebensdauerrelevanten Kenngrößen einer Verzahnung sind die Zahnfußfestigkeit und die Tragfähigkeit der Zahnflanken, d. h. die erlaubte Pressung Die Schadensmechanismen sind der Zahnbruch – im Fuß tritt eine Zugspannungsbelastung auf – und die Pitting- oder Grübchenbildung infolge der Hertz’schen Pressung in den Zahnflanken.4 Die in Fahrzeuggetrieben verwendeten Verzahnungen werden meist gehärtet, wodurch sich in der Kontur geometrische Änderungen ergeben, die üblicherweise eine spanabhebende Nachbearbeitung erforderlich machen, um die Anforderungen erfüllen zu können. Maßgeblichen Einfluss auf die akustischen Eigenschaften haben Ein- und Austrittsbedingungen des Wälzkontakts. Infolge der elastischen Verformungen aller im Kraftfluss liegenden Bauteile kommt es zu Abweichungen von der idealen Geometrie. Tritt ein weiteres Zahnpaar in den Wälzkontakt ein, kommt es zu einer stoßartigen Belastung, die zu einer Anregung führt (vgl. Abschn. 2.2.6). Neben der Genauigkeit der Geometrien bzw. der Geringfügigkeit der Toleranzen beinflusst die Überdeckung " maßgeblich das 4

Die Überlagerung von Gleitbewegungen zwischen den Zähnen wirkt als zusätzliche Belastung, sie wird durch entsprechende Beiwerte in der Auslegung berücksichtigt.


115

Abb. 3.6 Schrägverzahntes Stirnrad

Geräusch, weil durch sie die Unterschiede der Zahnkräfte geringer werden (z. B. bei Überdeckung 2 nur 50 %, bei 3 nur 33 % etc.) Die Überdeckung gibt an, welche Anzahl von Zahnpaaren im Mittel an der Kraftübertragung beteiligt ist. Unterschieden werden die Profilüberdeckung "˛ , die aus den geometrischen Verzahnungsparametern errechnet werden kann [1–4], und die Sprungüberdeckung "ˇ , die zusätzlich bei Schrägverzahnung auftritt und deren Verwendung motiviert. Allgemein wird eine Gesamtüberdeckung von mindestens 1,1 gefordert, um eine gleichmäßige Bewegung auch bei Formfehlern zu gewährleisten. Abgesehen von Anwendungen in Motorrädern (vgl. Abschn. 8.5), im Rennsport (vgl. Abschn. 8.6) und für unsynchronisierte Rückwärtsgänge, werden aus akustischen Gründen Stirnradstufen in Schrägverzahnung ausgeführt. Abb. 3.6 zeigt ein Stirnrad mit Schrägverzahnung. Neben den günstigen akustischen Eigenschaften zeigen sich auch Nachteile bei der Verwendung der Schrägverzahnung. Im Überblick auf Vor- und Nachteile sind die unterschiedlichen Einflüsse gegeben. Vorteile sind: verbesserte Laufruhe und geringe Geräuschentwicklung aufgrund der größeren Überdeckung geringfügige Erhöhung der Zahnfuß- und der Grübchentragfähigkeit gegenüber einer Geradverzahnung Nachteile ergeben sich durch: axiale Kraftkomponenten, die entsprechende Lagerungen erfordern Erhöhung der radialen Kraftkomponenten höhere Verlustleistung aufgrund höherer Normalkraft im Zahnkontakt

116


3.2.2 Die Hauptparameter einer Zahnradstufe Die klassische Verzahnungsberechnung erfordert neben den Grundparametern des Achsabstands a, der Zähnezahlen z1 und z2 , des (Normal-)Eingriffswinkels ˛n und des Schrägungswinkels ˇ auch die Angabe von Bezugsprofilen, deren Modulgrößen mn in Vorzugsreihen vorgegeben sind. Durch Profilverschiebungen xi , d. h. Zahndickenaufteilungen, können Kopfkürzungen notwendig sein, die die erzielbare Profilüberdeckung reduzieren. Aufgrund hoher Stückzahlen kann im automobilen Getriebebau auf die Verwendung dieser standardisierten Werkzeuggeometrien verzichtet werden, zumal eingriffsspezifische Komplementprofile eine Reihe von Gestaltungsmöglichkeiten mit unterschiedlichen Zielsetzungen bieten. Grundsätzlich ist der zur Verfügung stehende Bauraum unter fertigungstechnischen Randbedingungen optimal zu nutzen. Heute erfolgt die Auslegung von Verzahnungen mit Hilfe entsprechender Computerprogramme, die entweder durch kommerzielle Anbieter vertrieben werden oder in den Getriebeentwicklungsabteilungen selbst erstellt und gewartet werden. Sie berücksichtigen oft die zum Einsatz kommenden Fertigungsverfahren und die Anordnung des Gesamtsystems aus Wellen und Lagerungen, um auch die entsprechenden Korrekturen möglichst genau bestimmen zu können (vgl. Abschn. 3.2.3). Neben den Normen DIN 3990 und 3991 [5, 6] beschreiben z. B. [2, 7] die Verzahnungsauslegung detailliert. Tab. 3.4 gibt eine grobe Übersicht über die Parameter der Summe der Zähnezahlen ˙z , des Eingriffswinkels ˛n und des Schrägungswinkels ˇ für Pkw-Anwendungen. Für die Zähnezahlen werden aus Geräuschgründen Primzahlen bevorzugt. Der kleinere Eingriffswinkel in den höheren Gängen ergibt elastischere Zähne. In den niedrigen Gängen ist ein dickerer Zahnfuß wegen des größeren Eingriffswinkels günstiger für die Zahnfußfestigkeit. Die Schrägungswinkel bestimmen die Überdeckung und beeinflussen die Axialkräfte. Tab. 3.4 Hauptparameter einer Zahnradstufe

Gang R 1. 2. 3. 4. 5.–7. FD CM

˙z wie 1. 52 – 58 60 – 65 65 – 72 68 – 72.80/ 68 – 72.80/ 65 – 80.90/ 65 – 80

˛ n .ı / 20 – 22 20 – 21 18 – 19 17 – 19 16 – 18 15 – 18 19 – 21 18 – 19

ˇ .ı / .20/24 – 28 24 – 28.30/ 28 – 32 30 – 33 30 – 33 30 – 33 24 – 27 28 – 32


117

3.2.3 Zahnflankenmodifikation Die produzierten Zahnflanken weisen Abweichungen von der theoretischen evolventischen Schraubenfläche auf. Diese Abweichungen sind aufgrund der Toleranzen der Fertigungsprozesskette nicht vermeidbar. Im realen Betrieb treten weitere Abweichungen in der Zahnkontaktzone auf, die aus elastischen und/oder thermischen Deformationen und der gesamten Toleranzkette aller Bauteile, die zur Positionierung der ineinander kämmenden Zahnräder bzw. Zahnflanken beitragen, resultieren. Dazu gehören insbesondere die Deformationen der Zähne unter Last, die Durchbiegung der Wellen und die Spiele der (Rad-)Lagerung. Die Einflüsse und Wechselwirkungen sind komplex und Aufgabe der Verzahnungsauslegung ist es, die Geometrien und zugehörigen Toleranzlagen so zu bestimmen, dass die Störeinflüsse weder die Tragfähigkeit noch das akustische Gesamtverhalten beeinträchtigen und die möglichst gleichförmige Übersetzung der Drehmomente bzw. Drehzahlen ermöglichen. Aus diesem Grund werden gewollte Modifikationen der idealen Geometrien eingeführt, mit denen Robustheit gegenüber den unvermeidlichen Störeinflüssen gewährleistet wird. Allen im Folgenden beschriebenen Modifikationen ist gemein, dass sie als Abweichung zur theoretischen Eingriffsebene beschrieben werden. Die Umsetzung der geometrischen Änderungen erfolgt teilweise im Werkzeug, sehr oft aber auch in den Einstellparametern der Bearbeitungsmaschinen. Profilmodifikationen Profilmodifikationen sind Abweichungen von der Evolvente in Zahnhöhenrichtungen. Aufgrund der Zahndeformationen unter Last kann es notwendig sein, den Profilwinkel (engl. transverse profile slope modification) zu verändern. Durch diese Profilwinkelmodifikation5 cH˛ ˙5 : : : 20 m verlagert sich das Tragbild zum Kopf oder zum Fuß des treibenden Rades, am Gegenrad entsprechend umgekehrt. Eine Profilballigkeit (engl. barrel) c˛ (3 : : : 5 ˙ 3 m) wird vor allem eingesetzt, um hohe Flächenpressungen zu Beginn oder am Ende der Eingriffstrecke zu reduzieren. Eine alternative Modifikation zur Reduzierung hoher Flächenpressungen zu Beginn und am Ende der Eingriffstrecke kann durch Kopfrücknahmen c˛a (5 : : : 30 m) oder Fußrücknahmen c˛f erzielt werden (engl. tip oder root relief ). Ebenso wird damit der Eingriffstoß unter Belastung reduziert, oder vermieden. Flankenlinienmodifikationen Die Flankenlinienmodifikationen erstrecken sich in Zahnbreitenrichtungen. Eine Flankenlinienwinkelmodifikation cHˇ (˙5 : : : 50 m) (engl. lead slope oder auch flank line modification) kommt immer dann zum Einsatz, wenn Wellen- und Gehäuse5

Die Bezeichnung lehnt sich an die neue ISO 21771 [8] an. Bisher wurde die Profilwinkelmodifikation mit fH˛ bezeichnet, jedoch findet der Buchstabe f schon zur Kennzeichnung von Fehlern und Toleranzen Verwendung. Entsprechendes gilt auch für die unten aufgeführte Flankenlinienabweichung cHˇ , die früher mit fHˇ bezeichnet wurde.

118


deformationen sowie das Spiel der Losräder gegenüber der Welle das Tragbild zu einer Seite hin verlagern. Da alle Getriebe im Fahrzeugbau mit ständig wechselnden Momenten betrieben werden, sind die effektiven Flankenlinienmodifikationen stets ein Kompromiss zwischen unterschiedlichen Belastungszuständen. Optimiert werden können diese Winkelkorrekturen lediglich für ein bestimmtes Moment, da andere Kräfte andere Verlagerungen mit sich bringen. Ein mehr oder weniger zentrisches Tragbild in Zahnbreitenrichtung kann durch eine Breitenballigkeit (engl. crowning) cˇ (3 : : : 15 ˙ 5 m) erzielt werden. Diese Maßnahme, wie auch die Profilballigkeit, verhindert lokale Spannungsspitzen, die durch scharfkantige Linienkontakte hervorgerufen werden. Endrücknahmen (engl. end relief )6 cBS und cnBS stellen eine weitere Flankenlinienmodifikation dar. Ungewöhnliche Betriebsbedingungen können zu komplexen Wellen-, Lager- und Gehäusedeformationen führen, die Zweiflankenkontakte mit sich bringen und nicht durch die bisher aufgeführten Maßnahmen kompensiert werden können, oder aber die Korrekturen würden unter normalen Betriebsbedingungen zu schlechten Tragbildern führen, die sich durch entsprechende Geräuschbildungen bemerkbar machen. Endrücknahmen helfen hohe Pressungswerte entlang der Zahnbreite zu reduzieren, wie auch Kopfund Fußrücknahmen die Pressung in Zahnhöhenrichtung vermindern. Flankenmodifikationen Flankenmodifikationen sind dreidimensionale Kombinationen aus Profil- und Flankenlinienabweichungen. Die Verschränkung Bd (˙0 : : : 20 m) beschreibt eine Flankenlinienmodifikation entlang der Profilhöhe. Diese Definition ist unabhängig von der Teileorientierung auf der Messmaschine. Daher wird ihr der Vorzug gegeben. Wird bei Wälzschleifverfahren eine Breitenballigkeit erzeugt, hat dies den unerwünschten Nebeneffekt, dass eine negative Verschränkung generiert wird. Beim Herstellen einer Breitenballigkeit mittels Profilschleifverfahren wird hingegen eine positive Verschränkung generiert. Auf Honmaschinen kann eine nahezu beliebige Verschränkung erzeugt werden, da die entsprechende Korrektur in den Abrichtmeister gelegt wird und damit unabhängig von der Maschinenkinematik ist. Ist das Vorzeichen der Verschränkung positiv, so hat dies einen positiven Einfluss auf das Laufverhalten der Verzahnung, weil Beginn und Ende der Eingriffsebene entlastet werden. Die topographische Modifikation definiert in einem rechteckigen über die Eingriffsebene gelegten n m-Gitter den Abweichungsbetrag jedes Gitterpunktes.

6

Die Indizes BS und nBS bedeuten Bezugsseite und Nichtbezugsseite.


119

3.2.4 Praktische Auslegungshinweise für Stirnradstufen Bevor mit der detaillierten Berechnung einzelner Verzahnungsstufen begonnen werden kann, müssen Achsabstände und Zahnbreiten dieser Stufen festgelegt werden. Für die konstruktive Anordnung der Zahnräder, Schaltungselemente und der Lager ist zu berücksichtigen, dass eine sichere Funktion auch unter Einbeziehung aller – auch nicht getriebespezifischer, motor- oder fahrzeugseitiger – Anforderungen gewährleistet ist. Die Beölung hat maßgeblichen Einfluss auf die Lebensdauer und Tragfähigkeit und ist bei Auslegung und Optimierung stets mit zu betrachten. Nur mit Kenntnis der denkbar kürzesten und längsten Übersetzung jeder Stufe können entsprechende Belastungen abgeschätzt werden. Das größte zu übertragende Drehmoment ist für die Abschätzung der Dauerhaltbarkeit nicht ausreichend. Durch Fahrzeuggewichte und unterschiedliche Nutzungsprofile können ganz unterschiedliche Lastkollektive generiert werden, die nur in den seltensten Fällen in einem Lastenheft quantifiziert sind. Ein Vergleich bisheriger mit neuen Anforderungen hilft oft, birgt aber bei ganz neuem Entwurf aufgrund anderer Gehäuse- und Wellensteifigkeiten und anderen Beölungsverhältnissen viele Unsicherheiten. Da in allen bekannten Berechnungsansätzen die auf die gemeinsame Zahnbreite b 0 bezogene Umfangskraft Fwt als Eingangsgröße Verwendung findet, lässt sich daraus eine allgemeine Abschätzung der notwendigen Dimensionen ableiten, die keine verzahnungsspezifischen Detailkenntnisse erfordert. Grundsätzliche Restriktionen sind meist durch Wellen-, Gehäuse- und Lagerabmessungen gegeben, die sich direkt neben den kurzen Übersetzungen befinden. Auch die Durchmesser der Synchronisationselemente begrenzen oft die längsten Übersetzungen in den oberen Gängen. Und schließlich benötigen aufgepresste Räder durch die Überlagerung von Spannungen eine Mindestbandagendicke zwischen Fußkreis und Fügedurchmesser. Der äußere Achsabstand (Getriebeeingangs- und -ausgangwelle) wird bei den zahlreichen Anwendungen mit quer eingebautem Getriebe und Frontantrieb durch den Fahrzeugaufbau vorgegeben. Die Festlegung der Achsabstände innen liegender Wellen ist Teil einer Optimierungsaufgabe. Der Achsabstand sollte so klein wie möglich sein, nicht nur um das Getriebegesamtgewicht klein zu halten, sondern auch um die Massenträgheitsmomente der Räder und Wellen zu begrenzen. Diese hängen mit der vierten Potenz vom Achsabstand ab und beeinflussen zusammen mit dem Trägheitsmoment der Kupplung die Schaltkräfte und das Rasselverhalten maßgeblich. Die Umfangskräfte Fwt an den Wälzkreisen sind umgekehrt proportional zu den Wälzkreisradien rw , sodass das übertragbare Moment M und die Materialfestigkeiten den Achsabstand nach unten begrenzen Fwt D

Mi 2M1 2M2 2M1 D D D .i C 1/ : rwi dw1 dw2 2a

(3.5)

120


Tab. 3.5 Richtwerte für die spezifische Umfangskraft Gang ? Fwt =b 0 a b

R 1000

1. 850

2. 625

3. 600

4. 550

5. 500

6./7. 450

FDa 950

CMb 500

FD, Achsübersetzung (final drive ratio) CM, konstante Getriebestufe (constant mesh) bei Vorgelegegetrieben

Nach Produktionsstart ist jegliche Änderung an Automobilgetrieben mit erheblichen Kosten verbunden. Daher ist bei der Festlegung der Zahnradbreiten sicherzustellen, dass auch andere denkbare Übersetzungen realisiert werden können. In allen bekannten Algorithmen zur Berechnung der Zahnfußspannungen wird die Umfangskraft7 Fwt auf die gemeinsame Zahnbreite b 0 bezogen. Als spezifische Umfangskraft Fwt =b 0 mit der Dimension Newton durch Millimeter wird sie als Basisgröße für alle weiteren Berechnungen herangezogen. Aufgrund unterschiedlicher Lastspielzahlen und entsprechend unterschiedlicher zulässiger Spannungen in den verschiedenen Verzahnungsstufen (1., 2., 3., . . . ) kann das mittlere Niveau der spezifischen Linienlast als erste Schätzung herangezogen werden, um die gemeinsame Verzahnungsbreite zu ermitteln. Mit der spezifischen Umfangskraft aus Gl. (3.5) und den in Tab. 3.5 angegebenen Richtwerten kann eine erste Abschätzung der Zahnbreiten vorgenommen werden. Die tabellierten Werte können nur als grobe Richtwerte angesehen werden, zumal sie auch davon abhängen, wie viele Gangstufen ein Getriebe aufweist und mit welchem Kollektiv diese Gangstufen belastet sind.

3.2.5 Geräusch- und Tragfähigkeitsoptimierung der Laufverzahnung Zur exakten Bestimmung des Laufverhaltens und des Beanspruchungsverhaltens von Stirnrädern werden neben den auf der DIN basierenden Berechnungsformeln ebenfalls Finite-Elemente-Programme eingesetzt. Diese Programme zur Stirnradberechnung simulieren den Herstellprozess auf gebräuchlichen Verzahnungsmaschinen. Die durch diese fiktive Verzahnungsmaschine generierte, punktweise exakte Flankentopografie, die auch Flankenkorrekturen und Verzahnungsabweichungen enthält, wird in eine geeignete FiniteElemente-Struktur umgesetzt und anschließend um die Radkörpergeometrie erweitert. Auf Basis der Losradspiele werden unter Berücksichtigung der wesentlichen Gehäuseund Wellenverformungen – und auch der Lagereinfederung – die inneren Zahnkräfte entlang der Berührlinie als Reaktion auf das äußere Drehmoment berechnet. Die anschließend durchgeführte Zahnkontaktanalyse simuliert das Eingriffsverhalten der Flankengeometrie von Rad und Ritzel, sowohl lastfrei als auch unter Last. Ergebnisse sind die Berührlinien, der Berührpfad (engl. path of contact), das Tragbild, die Einflan-

7

Zum Teil wird auch die Umfangskraft Ft1 am Teilkreis des kleineren Rades verwendet.


121

kenwälzabweichung, Flankengeschwindigkeiten, Reibungskräfte, das Kollisionsverhalten sowie Hertz’sche Pressungen und Abplattungen. Die Variation von Flankenlinienkorrekturen wie Flankenlinienabweichung, Balligkeiten und Verschränkungen erzeugen bei dieser Zahnkontaktanalyse unter Last verschiedene Einflankenwälzabweichungen (der englischsprachige Begriff hierfür, transmission error, ist sicherlich verständlicher). Die Amplituden dieser berechneten Abweichung für die verschiedenen Lasten werden ermittelt. Korrektursätze, die eine minimale Größe dieses Transmission Errors liefern, sind dann die für die Fertigung relevanten Flankenmodifikationen. Spätere Prüfstand- und Fahrzeugtests zeigen, dass diese rechentechnisch ermittelten Flankenkorrekturen, unter Berücksichtigung aller Toleranzen, die leisesten Verzahnungen bilden, die auch wegen der geringeren dynamischen Belastung festigkeitsoptimal sind.

3.2.6 Kegelradstufen Kegelradstufen sind Zahnradstufen zur Übertragung und Wandlung von Drehmomenten und Drehzahlen. An- und Abtriebsachsen schließen einen beliebigen Winkel ı ein. Die gebräuchlichsten Formen von Kegelradgetrieben haben einen Winkel ı von 90ı , Abb. 3.7 zeigt eine übliche Kegelradstufe mit einem Kegelwinkel von 90ı . Beträgt der Winkel 0ı oder 180ı , so handelt es sich um eine Stirnradverzahnung, die als Sonderform der Kegelradverzahnung betrachtet werden kann. Es existieren Bauformen mit Gerad- und Schrägverzahnungen. Weiterhin gibt es bogenverzahnte Bauformen, die unter anderem als Spiral- und Hypoidverzahnungen bezeichnet werden.

Abb. 3.7 Kegelradstufe

122


Abb. 3.8 Hypoidverzahnung

Spiralverzahnungen sind bogenverzahnt und besitzen keinen Achsversatz. Die Mittellinien von Spiralverzahnungen schneiden sich in einem Punkt. Hypoidverzahnungen (Abb. 3.8) haben zusätzlich zur Bogenverzahnung einen Achsversatz. Kegelradverzahnungen mit Achsversatz besitzen einen höheren Gleitanteil. In schnell drehenden Leistungsgetrieben werden heutzutage fast ausschließlich Spiraloder Hypoidkegelradgetriebe eingesetzt. Diese besitzen gegenüber einfachen geradverzahnten Kegelrädern ein deutlich besseres Tragfähigkeits- und Geräuschverhalten. Geradverzahnte Kegelräder (Abb. 3.9) sind in Fahrzeugdifferentialen weit verbreitet. Weiterhin kommen sie dort zum Einsatz, wo Leistungsgewichte oder Übertragungseigenschaften sekundär sind (Baumaschinen, Stationärgetriebe für Pressen, Walzen und Zerkleinerer). Die Wahl des Herstellprozesses ist bei der Auslegung unbedingt zu berücksichtigen. Meist werden spanlose Verfahren eingesetzt.

Abb. 3.9 Geradverzahntes Kegelrad

3.3 Planetenstufen

123

3.3 Planetenstufen Planetenstufen stellen die leistungsübertragenden Elemente in den meisten Stufenautomatikgetrieben dar (vgl. Abschn. 6.5). Weiterhin werden sie z. B. in Stufenlosgetrieben häufig als Reversiereinrichtungen zur Darstellung der Rückwärtsgänge verwendet (vgl. Abschn. 6.6) und auch als Differentiale eingesetzt. Bei den im Nutzfahrzeugbereich etablierten Gruppengetrieben kommen Planetenstufen ebenso zum Einsatz wie auch in Achsen mit integrierter Übersetzung (vgl. Kap. 8). Planetenstufen sind auch die zentralen Bauteile bei Leistungsverzweigung, wie sie u. a. bei Hybridfahrzeugen zum Einsatz kommt; das Prinzip der Leistungsverzweigung wird in Abschn. 3.3.7 behandelt. Auf Basis mehrerer Planetenstufen lassen sich unterschiedlichste Verschaltungen realisieren, einige für die Fahrzeuggetriebe wichtige werden in Abschn. 3.3.6 gezeigt. Sie bilden die Basis für die konventionellen Stufenautomatikgetriebe, sowohl für Pkw- (vgl. Abschn. 6.5) als auch für z. B. Busgetriebe (vgl. Abschn. 8.3).

3.3.1 Aufbau und Kinematik der einfachen Planetenradstufe Die übliche Planetenradstufe besteht aus einem zentralen Zahnrad, dem Sonnenrad (S), einem innenverzahnten Hohlrad (H) sowie mehreren Planetenrädern (P),8 die sowohl mit dem Sonnenrad als auch mit dem Hohlrad im Eingriff stehen. Die Planetenräder werden in einem Planetenradträger (T), auch Steg genannt, geführt. Ihre Drehachsen laufen um die gemeinsame zentrale Achse des Planetenradsatzes um. Daher werden Planetengetriebe auch als Umlaufrädergetriebe oder Umlaufgetriebe bezeichnet. Abb. 3.10 zeigt eine Planetenradstufe, die aus einem Sonnenrad, einem Hohlrad und drei Planetenrädern besteht. Die Kinematik einer einfachen Planetenradstufe wird bestimmt durch die Durchmesser d bzw. die Zähnezahlen z von Sonnenrad und Hohlrad, deren Verhältnis die Standgetriebeübersetzung i0 bestimmt, i0 D

dHohlrad zHohlrad D : dSonnenrad zSonnenrad

(3.6)

Eine einfache Planetenradstufe besitzt im allgemeinsten Fall drei Anschlusswellen, welche mit den Zahnrädern sowie dem Planetenradträger verbunden sind. In manchen Anwendungsfällen ist eine der Wellen fest mit dem Gehäuse verbunden bzw. die entsprechende Verzahnung in das Gehäuse eingearbeitet.

8

Die Verwendung mehrerer Planetenräder ist nicht zwingend, aber vorteilhaft, um die Leistung über mehrere Pfade zu übertragen.

124


a

H

S

b H P P T S

T

Abb. 3.10 Dreidimensionale (a) und schematische Darstellung (b) der einfachen Planetenstufe9

Wird der Planetenradträger festgehalten und über das Sonnenrad angetrieben, so ergibt sich die „Stand“-Übersetzung i D

nSonnenrad D i0 : nHohlrad

(3.7)

Das negative Vorzeichen resultiert aus der Drehrichtungsumkehr. Da bei festgehaltenem Steg alle Drehachsen der Zahnräder der Planetenradstufe raumfest sind, spricht man in diesem speziellen Fall von einem Standgetriebe. Durch geometrische Betrachtungen lässt sich die Kinematik der einfachen Planetenradstufe allgemein in Abhängigkeit von der Standgetriebeübersetzung formulieren (für die Herleitung s. [9, 10]) .i0 C 1/ nPlanetenträger D i0 nHohlrad C nSonnenrad :

(3.8)

Hält man nun jeweils eine der Wellen fest, so lassen sich durch unterschiedliche Nutzung der Anschlusswellen als Eingangs- und Ausgangswelle insgesamt sechs verschiedene Übersetzungen realisieren (Tab. 3.6). Eine weitere Übersetzung stellt der Blockumlauf dar, bei dem zwei der Ein- bzw. Ausgänge fest miteinander verbunden werden. Die Übersetzung ist in diesem Fall 1. Für die äußeren Drehmomente der einfachen Planetenradstufe gilt unter Vernachlässigung der Verluste MSonnenrad C MHohlrad C MPlanetenradträger D 0 : 9

(3.9)

Die schematische Darstellung beschränkt sich auf die Hälfte über der Achse, was aufgrund der Symmetrie ausreicht

3.3 Planetenstufen

125

Tab. 3.6 Übersetzungen eines einfachen Planetenradsatz Eingang Ausgang Gebremst Sonnenrad Hohlrad Planetenträger Hohlrad Sonnenrad Planetenträger Sonnenrad Planetenträger Hohlrad Planetenträger Sonnenrad Hohlrad Hohlrad Planetenträger Sonnenrad Planetenträger Hohlrad Sonnenrad Blockumlauf, Verbindung zweier Elemente

i i i i i i i i

D i0 D 1= i0 D 1 C i0 D 1= .1 C i0 / D 1 C 1= i0 D i0 = .1 C i0 / D1

Übliche Werte für i 4 : : : 2 0;5 : : : 0;25 3:::5 0;2 : : : 0;3 1;25 : : : 1;5 0;67 : : : 0;8 1

Neben dem Momentengleichgewicht sind unter Vernachlässigung der Verluste auch die Summen der zu- und abfließenden Leistungen identisch PSonnenrad C PHohlrad C PPlanetenradträger D 0 :

(3.10)

3.3.2 Grafische Ermittlung von Getriebeübersetzungen Getriebeübersetzungen können einfach grafisch ermittelt werden. In Abb. 3.11 wird die grafische Ermittlung der Getriebeübersetzung mit dem Drehzahlplan nach K. Kutzbach gezeigt. Die Kreise im Bild entsprechen den Wälzkreisen. Die gemeinsame Umfangsgeschwindigkeit ist u. Die Geschwindigkeitsverteilung im Körper ist direkt proportional dem Radius v D r! : (3.11) Abb. 3.11 Grafische Ermittlung einer Getriebeübersetzung ω2 r2

r2

u

r1

u

r1

r2 ω1

u

b u=a r2

r1

u

126


Abb. 3.12 Grafische Ermittlung der Übersetzung bei Innenverzahnung

u

u

r2

r2 ω 2 r1

ω1

r1

u=a r1

b

u

r2

Abb. 3.13 Grafischer Ermittlung der Übersetzung bei mehrstufigen Getrieben

ωa

ωe

ωvωc ωa ωc

ωe

ωv

Klappt man das zweite Dreieck mit r2 in den gleichen Drehpunkt, so sieht man die Geschwindigkeitsverteilung vorzeichengerecht u D r1 !1 D r2 .!2 / :

(3.12)

Vergrößert man über ähnliche Dreiecke r2 auf r1 , so wird a zu b und !1 r2 D : !2 r1

(3.13)

Die Drehzahlverhältnisse können mit u D a und b auf einer Geraden abgelesen werden. Entsprechend der Definition der Übersetzung (Gl. (1.18)) beschreibt diese das Verhältnis der Eingangsdrehzahl zur Ausgangsdrehzahl. Wie für Außenverzahnungen kann die Übersetzung vorzeichengerecht auch für Innenverzahnungen ermittelt werden (Abb. 3.12). Genauso kann bei einem mehrstufigen Getriebe vorgegangen werden. Ob der gemeinsame Drehpunkt wie vorher unten oder wie in Abb. 3.13 gezeigt oben angenommen wird, ist unerheblich. Die Eingangswelle dreht sich mit !e . Die gemeinsame Umfangsgeschwindigkeit der ersten Getriebestufe bestimmt die Drehzahl der Vorgelegewelle. Damit das Verhältnis

3.3 Planetenstufen

127

ωc=0 ωv

ωc

ωa

ωe ωa=0 ωe=0 ωv=0 ωs=0

Abb. 3.14 Superposition von Drehzahlen

richtig abgelesen werden kann, wird die Drehzahlgerade in den gemeinsamen Bezugspunkt (diesmal oben gewählt) parallel verschoben. Die Richtungen der Drehzahlgeraden bestimmen die Drehrichtungen; gleiche Richtungen bedeuten gleiche Drehrichtungen. Zum Ablesen (und Berechnen) der Drehzahlverhältnisse müssen die Drehzahlgeraden durch einen gemeinsamen Punkt gehen (vgl. Abb. 3.11). Der Radius des Ritzels auf der Vorgelegewelle bestimmt die Umfangsgeschwindigkeit der zweiten Stufe. Die Ausgangsdrehzahlgerade definiert die Drehzahl auf der gemeinsamen Ablesegeraden. Die Drehmittelpunkte der Wellen sind raumfest im Gehäuse mit der gleichen Drehzahl !c D 0 definiert. Stellt man sich vor, dass diesem Getriebe im Raum eine Drehzahl !a überlagert (superponiert) wird, steht die Ausgangswelle still (Abb. 3.14). Alle Drehzahlen ändern sich um diesen Betrag. In unserem Geschwindigkeitsplan ändert sich nur der Bezugspunkt. Die Gehäusedrehzahl ist nun (annahmegemäß) gleich !a , aber entgegengerichtet. die Vorgelegewellendrehzahl erhöht sich um !a , die Eingangsdrehzahl verringert sich. Dies kann für alle anderen Fälle durchgespielt werden, immer ist dabei eine Drehzahl mit 0 gewählt. Genauso kann aber allgemein eine Systemdrehzahl !s zu 0 werden, auch dann können alle Drehzahlverhältnisse aus nur einem Plan abgelesen werden. Abb. 3.15 zeigt den Drehzahlplan einer Planetenstufe. Zweckmäßigerweise wird dabei das Gehäuse, der Planetenträger, als stehend angenommen (Sonderform des Standgetriebes). Alles vorher Gesagte gilt auch hier, das heißt, man kann durch Drehzahlüberlagerung aus dem Standgetriebe jedes andere Drehzahlverhältnis ablesen durch Wahl des entsprechenden Bezugspunktes. Die Relativdrehzahlen ergeben sich genauso und können als Differenz im Kutzbachplan abgelesen werden. Auf dem Planetenträger können z. B. auch zwei miteinander kämmende Zahnräder (Doppelplanet, Abb. 3.16) positioniert sein. Ein Planet kämmt mit dem Hohlrad, einer mit der Sonne.

128


Abb. 3.15 Drehzahlplan eines Umlaufgetriebes

u u

ω So

ω c = 0 ω Ho ω pl u u

Abb. 3.16 DoppelplanetUmlaufgetriebe

Die Drehachsen der Planeten liegen auf dem Träger mit der Drehzahlgeraden !c D 0. Die Mittelpunkte müssen geometrisch korrekt (Summe der Wälzradien der miteinander kämmenden Zahnräder) eingezeichnet werden. Die gemeinsame Umfangsgeschwindigkeit der Planeten ist zweimal zu sehen. Die Drehrichtungen der Planeten sind gegenläufig (die Umfangsgeschwindigkeit aller Räder ist gleich!). Es gilt wieder alles vorher Abgeleitete. In [9] werden auch die Drehzahlpläne der komplexeren Planetenradsätze behandelt.

3.3.3 Kräfte, Momente, Verluste Die Zahnkräfte (Umfangskräfte) bestimmen auch die Lagerkräfte der Planetenräder. Ebenso ergeben sich aus den Umfangskräften auch die Momente für alle Elemente. Wenn ein Moment gegeben ist, so sind alle anderen bestimmt. Die Leistungen ergeben sich aus den Momenten und Winkelgeschwindigkeiten. Für die Verzahnungsverluste sind die Relativgeschwindigkeiten zwischen den Rädern zu beachten. Drehen zum Beispiel alle drei Glieder in die gleiche Richtung, wird ein Teil der Leistung als sogenannte Kupplungsleistung übertragen und verursacht keine Verzah-

3.3 Planetenstufen Abb. 3.17 Kräfte am Umlaufgetriebe

129 F 2F

F

nungsverluste. (Extremfall: keine Relativdrehzahl, Planetensatz läuft als Block um, keine Verluste.) Im Standgetriebe ist dagegen die Kupplungsleistung null. Meist werden die zusätzlichen Ventilationsverluste besonders bei kompakter Bauweise unterschätzt. Die Ölversorgung und -verteilung inklusive des Abflusses ist daher wichtig. Die Lagerverluste der Planetenräder bestimmen sich aus Lagerkraft und relativer Drehzahl (aus Kutzbachplan leicht ermittelbar). Für die Lagerbelastung müssen gegebenenfalls die zusätzlichen Fliehkräfte beachtet werden. Die Leistungen verzweigen sich über die Elemente. Das kann bewusst genutzt werden.

3.3.4 Konstruktionshinweise Umlaufgetriebe mit mehreren Planetenrädern übertragen die Momente über mehrere Pfade. Wegen der damit niedrigeren Zahnkräfte ermöglichen Planetengetriebe eine wesentlich kompaktere Bauweise als Stirnradgetriebe (z. B. Handbohrmaschine). Dabei steigt natürlich die Beanspruchungshäufigkeit. Bei den Planetenrädern liegt eine wechselnde Zahnfußbeanspruchung vor. Die Hertz’sche Pressung ist bei der Paarung Planet–Hohlrad geringer (konkav–konvex). Die Zahnkranzdicke bei Hohlrädern und Planetenrädern sollte mindestens der Zahnhöhe entsprechen.

3.3.5 Fertigung Hohlräder werden gestoßen oder bei größeren Stückzahlen geräumt. Die anderen Zahnräder werden mit den gängigen Verfahren hergestellt. Damit alle Planeten gleichmäßig

130


Abb. 3.18 Positionierung der Planeten

tragen, ist aber eine Überbestimmung der Lager etc. zu vermeiden. In Abb. 3.18 sind die gemeinsamen Tangenten im Berührungspunkt der Zahnflanken eingezeichnet. Nimmt man zum Beispiel das Hohlrad als raumfest an, werden bei fixer Positionierung des Planetenträgers zur Hohlradwelle (Lagerung) auch die Planetenachsen fix sein. Daraus ergeben sich in der Folge eindeutig bestimmte Lagen der Planetenflanken zum Sonnenrad. Die Sonnenradlage wird damit von den drei Flanken eindeutig bestimmt. Es folgt daraus, dass zum Ausgleich von Lage-und Formtoleranzen mindestens ein Glied des Umlaufgetriebes lagemäßig nicht bestimmt sein darf. Damit die radialen Komponenten der Zahnkräfte aller Glieder sich gegenseitig aufheben, müssen die Planetenräder am Umfang gleichmäßig verteilt sein. Das ist nur bei bestimmten Zahlen der Zähne und der Planeten möglich. Es lässt sich zeigen, dass die Summe der Zähnezahlen der Zentralräder geteilt durch die Anzahl der Planetenräder eine ganze Zahl sein muss. Darüber hinaus sind auch die folgenden Auswirkungen von Verformungen zu berücksichtigen. Die Zahnkrafteinleitung und -ableitung führt zu einer Verdrillung. Ein gleichmäßiges Tragbild für alle Belastungsniveaus kann nur durch gezielte Momentenein- und -ableitung an allen Rädern und am Planetenträger erreicht werden. Dies ist bei der konstruktiven Gestaltung zu beachten. Für ein Auslegungsmoment können diese Verformungen auch mittels Flankenkorrektur berücksichtigt werden. Fliegende Lagerungen der Planetenräder führen zu größeren Verformungen an den Bolzen.

3.3.6 Komplexe Planetenradsätze Vergleicht man die in Tab. 3.6 angegebenen realisierbaren Übersetzungen mit den in Abschn. 1.5 aufgezeigten Kriterien zur Getriebestufung, zeigt sich, dass einfache Plane-

3.3 Planetenstufen a

131 b

H

H P H

T

T P

T

P

S

p S s

Abb. 3.19 a Simpson-Radsatz. b Ravigneaux-Radsatz; H, Hohlrad; P, langes Planetenrad; T, Planetenradträger; S, großes Sonnenrad; p, kleines Planetenrad; s, kleines Sonnenrad

tenstufen für den alleinigen Einsatz in Fahrzeuggetrieben nicht geeignet sind. Aus diesem Grund werden komplexere Radsätze verwendet, die entweder mehrere einfache Planetenradsätze verwenden (Simpson-Radsatz, Abb. 3.19a) oder eine Verschachtelung mehrerer Planetenradsätze darstellen (Ravigneaux-Radsatz, Abb. 3.19b). Diese ermöglichen fahrzeugtaugliche Übersetzungsreihen (vgl. Abschn. 6.5). Der Simpson-Radsatz besteht aus zwei einfachen Planetenradsätzen. Dabei sind die beiden Sonnenräder sowie das Hohlrad des ersten und der Planetenradträger des zweiten Radsatzes fest miteinander verbunden. Damit stehen vier Anschlusswellen zur Verfügung (Abb. 3.19a). Der Ravigneaux-Radsatz stellt eine Verschachtelung zweier Planetenradsätze dar. Der erste, äußere Planetenradsatz wird durch das sogenannte große Sonnenrad (S), den langen Planeten (P) und das Hohlrad (H) gebildet. Der zweite, innere Planetenradsatz besitzt kein Hohlrad. Stattdessen kämmt der sogenannte kleine Planet (p) mit dem langen Planeten (P) des ersten Radsatzes und dem kleinen Sonnenrad (s). Die Planetenräder beider Radsätze werden durch einen gemeinsamen Steg geführt. Diese Konfiguration besitzt ebenfalls vier Anschlusswellen. Die Bewegungsgleichungen finden sich z. B. in [11]. Zwar steigt mit diesen Radsätzen die Anzahl der Bauteile und vergrößert sich damit auch der benötigte Bauraum, jedoch lassen sich bereits einfache Getriebe mit wenigen Gängen realisieren, deren Übersetzungen für den Einsatz in Fahrzeuggetrieben geeignet sind. Abb. 6.22 zeigt schematisch ein Viergang-Automatikgetriebe auf Basis eines Ravigneaux-Radsatzes. Moderne Automatikgetriebe nutzen drei und mehr Planetenradsätze in den verschiedenen Kombinationsformen.

3.3.7 Leistungsverzweigung Grundlage der Leistungsverzweigung ganz allgemein ist die Einführung eines zusätzlichen Freiheitsgrads. Dies geschieht durch die Anordnung von Elementen für die Leis-

132


tungsübertragung in einer Art und Weise, dass einem Antrieb zwei Abtriebe zugeordnet sind, oder umgekehrt. Dabei sind zwei Typen zu unterscheiden. Im einfachsten Fall stehen die Drehzahlen in jeweils festen Verhältnissen zueinander und die Momente sind durch das Momentengleichgewicht miteinander verknüpft. Für den zweiten Typ, der hier besprochen wird, ist die Konfiguration so zu gestalten, dass eine kinematische Beziehung in der Art entsteht, dass durch die Umfangsgeschwindigkeit sich eine Drehzahl in Abhängigkeit von den beiden anderen Drehzahlen ergibt. Dazu würden sich wiederum alle in Abschn. 3.1 gezeigten Wirkprinzipien für die Leistungsübertragung eignen, die größte Relevanz hat jedoch die rein mechanische Leistungsverzweigung auf Basis des Formschlusses, also der Planetengetriebe. In diesem Fall ergibt sich eine weitere Beziehung zum Momentengleichgewicht, sodass aus der Kenntnis eines der Momente die beiden anderen eindeutig bestimmt sind. Bei Planetenstufen zur Leistungsverzweigung stehen zum Leistungseintrag und zur Leistungsabnahme insgesamt mindestens drei Wellen zur Verfügung. Dies eröffnet die Möglichkeit, nicht nur durch Festhalten einer der Wellen einen direkten Leistungsfluss mit feststehender Übersetzung zu realisieren, sondern darüber hinaus alle Wellen zur Leistungsübertragung zu nutzen. In diesem Fall spricht man von einem sogenannten Summiergetriebe, mit mehreren – meist zwei – leistungseintragenden oder -austragenden Wellen. Unter Vernachlässigung der Leistungsverluste gilt entsprechend der Gl. (3.10) für ein solches Getriebe X PWelle;i D 0 ; (3.14) i

wenn die Leistungen vorzeichenrichtig ausgedrückt werden, also die eingehenden Leistungen mit einem positiven und die abgehenden Leistungen mit einem negativen Vorzeichen versehen sind. Die Übersetzung des Getriebes ist in diesem Fall nicht fest, sondern bestimmt sich aus den Verhältnissen der Drehzahlen an den einzelnen Wellen [1]. In den gebräuchlichsten Anwendungen wird die Leistungsverzweigung eingesetzt, um eine Antriebsleistung auf zwei Leistungspfade aufzuteilen. Abb. 3.20 zeigt das Prinzip.

Mechanischer Pfad M3

M1

Abb. 3.20 Prinzip der Leistungsverzweigung

M2

Mechanischer Pfad Fluid-dynamischer Pfad Hydrostatischer Pfad Elektrischer Pfad

3.3 Planetenstufen

133

Die dazu eingesetzte Planetenstufe überträgt die Leistung in Abhängigkeit von den Drehzahlen verteilt an zwei Abtriebe, die meist eine rein mechanische Verbindung zu den Rädern und eine Leistungsübertragung eines anderen Wirkprinzips, ebenfalls zu den Rädern, aufweisen. Solche Leistungsverzweigungen sind im Bereich von Nutzfahrzeugantrieben und der noch jungen Hybridtechnologie (vgl. Kap. 7) bereits etabliert. Neben dem mechanischen Pfad der Leistungsübertragung mit Formschluss und Kraftschluss können alle weiteren in Tab. 3.1 genannten Wirkprinzipien für den zweiten Leistungspfad Genutzt werden. Abb. 3.20 zeigt eine Planetenstufe als Element der Leistungsverzweigung. In diesem Fall wird die Eingangsleistung über den Planetenträger zugeführt. Der mechanische Pfad ist an das Hohlrad angebunden, während das Sonnenrad den zweiten Leistungspfad bedient. Dieser kann nun weitere Wirkprinzipien zur Leistungsübertragung nutzen. Dabei kommt bei Hybridanwendungen, z. B. beim Toyota Prius, elektrische Leistungsübertragung zum Einsatz, nämlich Generator und Elektromotor (vgl. Abschn. 7.4.2). Stufenlose Traktorgetriebe (vgl. Abb. 8.25) verwenden das hydrostatische Wirkprinzip in Form von hydraulischer Pumpe und hydraulischem Motor. Schließlich nutzt das Busgetriebe in Abb. 8.18 eine fluiddynamische Übertragung im zweiten Leistungspfad.

3.3.8 Differentiale Differentiale dienen dem Drehzahlausgleich bei vorgegebener Momentenverteilung. Für den ersten Fall ist selbstverständlich das Antriebsmoment gleichmäßig auf beide Räder zu verteilen, bei einem Mittendifferential können auch andere Aufteilungen gewünscht sein, sei es durch fahrdynamische Anforderungen oder bedingt durch die Fahrzeugkonfiguration mit unterschiedlichen Radgrößen zwischen Vorder- und Hinterachse. Das Eingangsmoment wird entsprechend den Wirkradien von Zahnradstufen auf Ausgangswellen aufgeteilt (Abb. 3.21). Bei gleichen Radien ist die Momentenaufteilung 50 : 50. Weit verbreitet für den Drehzahlausgleich bei Achsen sind Kegelraddifferentiale. Sie sind eine Sonderbauform einer Planetenstufe, bei der Sonne und Hohlrad gleich groß sind, um die gewünschte Aufteilung des Drehmoments im Verhältnis von 50 W 50 zu gewährleisten.10 Um gleiche Größen von Sonnenrad und Hohlrad zu ermöglichen, kommen

Abb. 3.21 Aufteilung des Drehmoments

10 Andere Konfigurationen von Planetenstufen können diese Vorgabe ebenfalls erfüllen; das Momentenverhältnis wird durch die Radien von Sonne und Hohlrad bestimmt.

134


Abb. 3.22 Prinzip eines Achsdifferentials

Kegelräder mit einem Achswinkel von 90ı zum Einsatz. Abb. 3.22 zeigt das Prinzip eines Achsdifferentials. Der Differentialkorb wird angetrieben. Er trägt in seiner Funktion als Planetenträger die Planeten bzw. Ausgleichskegelräder, die auf einer gemeinsamen Achse drehbar gelagert sind. Der Abtrieb erfolgt zu beiden Seiten über die Achskegelräder. Abb. 3.23 zeigt ein Achsdifferential, wie es bei Front-Quer-Antrieben zum Einsatz kommt. Bei Geradeausfahrt und gleichem dynamischen Rollradius rdyn zwischen den beiden Rädern stehen die Ausgleichskegelräder still und damit wird keine Leistung in der Verzahnung des Differentials dissipiert. Drehzahlunterschiede bei Kurvenfahrten zwischen den beiden Rädern führen zu einer Drehung der Ausgleichskegelräder. Da die Drehzahlunterschiede sehr klein gegenüber den Drehzahlen selbst sind, ist eine Geradverzahnung der Achskegelräder und der Ausgleichskegelräder für die akustischen Anforderungen ausreichend. Je nach Antriebsstrangkonfiguration sind Differentiale in Getrieben integriert oder als Achsgetriebe ausgeführt. Die unterschiedlichen Anordnungen werden in Abschn. 6.1.1 vorgestellt. Gemäß der Forderung nach gleichmäßiger Aufteilung der Momente durch das Differential bestimmt das Rad mit dem kleinsten Reibkoeffizienten das übertragbare Moment. Sobald eines der Räder zu schlupfen beginnt, kann das andere auch maximal die Reibkraft in der Aufstandsfläche des schlupfenden Rades übertragen. Reibverhältnisse mit unterschiedlichen Reibkoeffizienten an den Antriebsrädern bezeichnet man als -SplitBedingung. Abhilfe schafft in diesem Fall ein Sperrdifferential, welches den Drehzahl- und Drehmomentausgleich ganz oder teilweise unterbindet und damit zu einer ungleichen Aufteilung des Momentes auf die beiden angetriebenen Räder sorgt. Die Sperrung kann durch Selbsthemmung der Verzahnungen eines Planetenradgetriebes oder durch aktiv und passiv betätigte Reiblamellen im Differential realisiert werden. In letzterem Fall wird eine zusätzliche Momentenübertragung zwischen Korb und einem Abtrieb oder zwischen beiden Abtrieben mittels einer Reibkupplung oder Schaltkupplung ermöglicht. Die Kupplungsmomente können extern oder intern über Vorspannung und/oder momentenproportional gesteuert werden.

3.3 Planetenstufen

135

Abb. 3.23 Fahrzeugdifferential zum Einsatz als Achsdifferential mit Antriebsrad

Wird das Kräftegleichgewicht entsprechend Abb. 3.21 über Getriebe mit einseitig unterschiedlichen Wirkungsgraden beeinflusst, so kommt man zu einem Torsen-Differential (Abb. 3.24). Ein Schraubradgetriebe ergibt unterschiedliche Wirkungsgrade je nach Momentenfluss. Über axiale Reibwirkflächen kann zusätzlich eine Sperrwirkung erzeugt werden. Im Falle von sogenannten Torque-Vectoring-Systemen kommen weitere Elemente der Leistungsübertragung zum Einsatz, die eine gezielte Verteilung der Antriebsmomente auf individuelle Räder ermöglichen.

Abb. 3.24 Torsen-Differential

136


3.4 Verschieberäder und Klauenschaltungen Gemäß der in Abschn. 3.1.2 aufgezeigten Hierarchie der Möglichkeiten des Schaltens und Modulierens der Leistungsübertragung ist auf der Basis des Formschlusses die einfachste Möglichkeit der Einsatz von Verschieberädern und Klauenschaltungen. Durch Änderungen der Position der Kontaktzonen für den Formschluss wird der Leistungsfluss hergestellt oder unterbrochen, ein- oder ausgeschaltet. In diesem Abschnitt wird auf die am weitesten verbreitete Bauart, das klauengeschaltete Getriebe, näher eingegangen. Andere Bauformen, wie zum Beispiel Ziehkeilschaltungen, stellen nur noch exotische Lösungen dar. Klauenschaltungen sind im Fahrzeuggetriebebereich in den folgenden Eigenschaften ungeschlagen: Kompaktheit (insbesondere hinsichtlich der Baulänge in axialer Richtung), geringe Anzahl an Bauteilen, erreichbare Schaltgeschwindigkeiten zum vollständigen Umschalten.

3.4.1 Wirkprinzip und Einsatzgebiete Das Einschalten einer formschlüssigen Verbindung funktioniert bei gleicher Drehzahl oder kleinen bis sehr kleinen Drehzahlunterschieden sicher und kaum merklich. In realen Anwendungen treten durch den Gangwechsel im Fahrbetrieb jedoch signifikante Drehzahlunterschiede auf, sodass die Drehzahlangleichung auf anderem Wege erfolgen muss oder die Auslegung der Systeme ein Einschalten unter Drehzahldifferenz erlauben muss. Ein Einschalten unter Drehzahldifferenz ergibt eine plötzliche Beschleunigung oder Verzögerung der Trägheiten vor und nach der Klauenschaltung auf eine gemeinsame Drehzahl. Dies ist mit deutlichen Nachteilen hinsichtlich Komfort und Geräusch verbunden. Bis zur Einführungen von Synchronisationseinheiten (vgl. Abschn. 3.7) waren alle Handschaltgetriebe im Pkw- und Nutzfahrzeugbereich mit Klauenschaltungen ausgestattet. Es oblag dem Fahrer, die Drehzahldifferenz vor der Schaltung entsprechend zu steuern. Heute finden Klauenschaltungen ihre Verbreitung hauptsächlich im Motorradbau und im Rennsport, da hier die Anforderungen an Kompaktheit, geringes Gewicht und Fahrdynamik dominieren und der Komfortbereich eine eher untergeordnete Rolle spielt. Außerdem sind Klauenschaltungen im Nutzfahrzeugbereich weit verbreitet, hier insbesondere wegen der Kompaktheit und geringerer Kosten. Dabei sind zwei Anwendungsfälle zu unterscheiden. In einem Fall kommen Klauenschaltungen dort zum Einsatz, wo im Stillstand geschaltet wird. In Abschn. 8.4 werden für den Traktorbereich Anwendungsfälle gezeigt, in denen Fahrbereiche oder Nebenabtriebe mit Klauenschaltungen um- oder zugeschalten werden. Ein weiterer Fall ist die Anwendung in Kombination mit zentralen Elementen

3.4 Verschieberäder und Klauenschaltungen

137

Abb. 3.25 Schemadarstellung der Klauenkupplung

zur Drehzahlangleichung, wie sie in modernen, automatisierten Schaltgetrieben im LkwBereich zum Einsatz kommen. Abb. 3.25 zeigt das im Weiteren verwendete Schema. Beim Schaltvorgang erfolgt der Drehzahlangleich der zu schaltenden Teile beim Einrücken der Klaue in die Tasche. Dieser schlagartige Drehzahlangleich ist in der Regel akustisch präsent und auch spürbar, sofern die Drehzahlunterschiede nicht sehr gering sind. Der Drehmomentenaufbau wird durch die Drehsteifigkeiten bestimmt.

3.4.2 Auslegungsgrundlagen Neben der Festigkeit und Dauerhaltbarkeit gilt der geometrischen Auslegung der Klauenschaltung besondere Beachtung. Die Formen und Konturen sind im Hinblick auf Herstellbarkeit und Funktionssicherheit zu definieren. Insbesondere der Verschleiß an den Klauenkanten beeinflusst die Schaltbarkeit wesentlich. Dabei ist im besonderen Maße auch das Gesamtsystem des Getriebes zu berücksichtigen, wie z. B. Drehsteifigkeiten, Schaltungsanbindung, Wellendurchbiegungen, Differenzdrehzahlen, Trägheiten und Schleppmomente. Beim Schaltvorgang hat das drehfest verbundene Bauteil (Schieberad oder Schaltmuffe) zum zu koppelnden Losrad eine dem Stufensprung zum niedrigeren (bei Rückschaltungen) oder zum höheren (bei Hochschaltungen) Gang entsprechende Differenzdrehzahl. Um das Eintauchen der Klaue in die Tasche des Gegenkörpers unter einer solchen Drehzahldifferenz zu ermöglichen, ist das Breitenverhältnis von Klaue zu Tasche unter Berücksichtigung der Einschaltgeschwindigkeit zu bestimmen, die Tasche demnach deutlich breiter als die Klaue auszulegen. Allerdings führt dieser Breitenunterschied auch zu einem spürbaren Lastwechselspiel, da die Klaue beim Übergang von Zug auf Schub einen entsprechenden Anlagenwechsel in der Tasche durchführt. Bei der Auslegung dieses Breitenunterschieds muss die Ausrichtung der Fahrzeugcharakteristik (sportlich oder komfortabel) bereits ebenso berücksichtigt werden wie die des Antriebsstrangs (Torsionssteifigkeiten, Drehzahlband u. a.), da hier unterschiedliche Anforderungen konkurrieren. Grundsätzlich gilt: Größerer Breitenunterschied zwischen Tasche und Klaue verbessert die Schaltbarkeit. Kleinerer Breitenunterschied reduziert das Lastwechselspiel.

138


Die Klauen und Taschen können mit einem sogenannten Hinterlegungswinkel ausgeführt sein oder einfach gerade (d. h. 90ı -Winkel zum Radkörper). Ein Hinterlegungswinkel liegt üblicherweise im Bereich von 2ı bis 5ı und hängt von Spiel und Verformung ab. Durch diesen Winkel entstehen bei der Übertragung des Drehmoments Axialkräfte an der Klaue, die diese zum Schaltrad hinziehen und somit die Ganghaltekräfte erhöhen. Unter Last und bei Lastwechseln (insbesondere bei schwellenden Wechseln) kommt es aufgrund von Spielen zwischen Losrad und Welle, die zum Verkippen führen können, sowie elastischen Deformationen von Wellen und Gehäusen zu Abweichungen von den idealen Kontaktverhältnissen und resultierenden Mikrobewegungen. Eine Hinterlegung verhindert, dass sich diese zu einer nennenswerten Axialkomponente akkumulieren, die einen Gangspringer zur Folge hätte. Nachteilig ist hierbei, dass beim Gangwechsel, also wenn die Klaue aus der Tasche gezogen wird, eventuell herrschende Schleppmomente im Radsatz (zum Beispiel durch Schleppmoment der Kupplung oder Ölplanschen des Radsatzes induziert) ebenfalls eine Haltekraft erzeugen und somit die Auslegekräfte und damit die zum Gangwechsel benötigte Schaltkraft erhöhen. Sowohl die gerade Bauform als auch die mit Hinterlegungswinkel sind üblich und bei der konstruktiven Festlegung muss hier bereits die Fahrzeugcharakteristik sowie die Ausgestaltung des gesamten Antriebsstranges berücksichtigt werden. Ebenso gibt es unsymmetrische Bauformen, bei denen lediglich die Zugseite von Tasche und Klaue einen Hinterlegungswinkel aufweist (erhöhte Haltekräfte) und die Schubseite gerade (leichterer Gangwechsel) ausgeführt ist. Eine weitere geometrische Stellgröße ist die Anzahl der Klauen und Taschen. Sie ist nicht nur unter Festigkeitsgesichtspunkten und mit Rücksicht auf Einschränkungen aufgrund des gewählten Herstellungsverfahrens relevant, sondern über die Klauenanzahl kann auch das Lastwechselspiel in Kombination mit der Schaltbarkeit optimiert werden. Zur Verringerung der Pressung in den Kontaktzonen kann die Eintauchtiefe oder die Klauenanzahl erhöht werden. Die weiteren Ausführungen gelten für die übliche Bauform mit symmetrischer Aufteilung der Klauen oder Taschen. Die Schaltbarkeit wird maßgeblich von der Zeit beeinflusst, die im Mittel vergeht, bis eine Klaue eine Tasche trifft. Rundungen und Fasen an den Klauen oder Taschenkanten können zu abweisendem Impuls aufgrund der Differenzgeschwindigkeiten führen. In gewissen geometrischen Grenzen kann über eine größere Anzahl an Schalttaschen bei gleicher Schaltbarkeit der Freiwinkel minimiert werden. Dabei ist der Freiwinkel definiert als das Verhältnis von Klauenbreite zu Taschenbreite, also der Winkelbereich, der beim Lastwechsel von Zug auf Schub von der Klaue in der Tasche durchstrichen wird. Ebenso kann die Anzahl der Klauen gegenüber der Anzahl der Taschen geringer sein, sofern das Teilungsverhältnis eine ganze Zahl ergibt (Extremfall Parksperre mit einer „Klaue“ = Klinke). Die Formen von Klauen und Taschen können rund, oval oder gerade oder daraus resultierende Mischformen sein. Wesentliche Gründe hierfür sind neben festigkeitsrelevanten Gesichtspunkten die gewählten Herstellungsverfahren.

3.4 Verschieberäder und Klauenschaltungen

139

Taschen und Klauen können im Rohteil fertiggeschmiedet sein (keinerlei spanabhebende Bearbeitung) oder teilgeschmiedet mit anschließender Bearbeitung. In der Regel hängt dies mit dem zum Einsatz kommenden Maschinenpark zusammen. Die Bearbeitung von Schalttaschen an Schalträdern lässt sich speziell bei kleineren Schalträdern, also denen der oberen Gänge, in der Regel einfacher mit runden Taschen ausführen, ohne die Durchmesser der verwendeten Fräser zu klein werden zu lassen. Taschen mit geraden Seitenflächen sind hier nur durch Schmieden zu erzeugen, da sich sonst der Eckenradius nicht beliebig klein erzeugen lässt. Aus der gewählten Bearbeitung der Tasche und der sich daraus ergebenden Geometrie folgt dann zwangsläufig die entsprechende Klauenform.

3.4.3 Beispiele ausgeführter Bauformen Geradverzahnte Ausführungen mit Schieberädern stellen innerhalb der klauengeschalteten Getriebe das Optimum hinsichtlich Fertigung und Kompaktheit dar. In der Praxis sind die Zahnflanken nicht achsparallel, dies wäre die Bedingung für keine Axialkräfte, dennoch genügen bei richtiger Auslegung die Reibkräfte in den Kontaktzonen, um ein selbsttätiges, ungewolltes Auslegen zu verhindern. Abb. 3.26 zeigt ein Beispiel. Bei diesem Typ sind die Schaltungselemente des Radsatzes (Klauen) und die Radsatzteile (Zahnrad) in einem Bauteil (Schieberad mit Klauen) vereinigt. Damit werden mit einem Schieberad entweder die benachbarten Losräder mit der Welle gekoppelt (Funktion als Schaltungselement) oder das Schieberad fungiert in der Mittelstellung zwischen den benachbarten Losrädern als Festrad einer Gangstufe.

Abb. 3.26 Schieberad mit Schaltklauen und Geradverzahnung

140


Abb. 3.27 Antriebswelle mit geradverzahnten Schieberädern und Klauenschaltungen

Beispielhaft wird in Abb. 3.27 die Antriebswelle eines geradverzahnten Motorradgetriebes gezeigt. Gut zu sehen ist das Schieberad des 3./4. Gangs, das über das Wellenprofil und entsprechendes Innenprofil verdrehfest, aber verschiebbar mit der Welle verbunden ist und somit als Festrad im 3. und 4. Gang fungiert und das Koppelelement für die benachbarten Schalträder des 5. oder 6. Ganges, die drehbar auf der Welle gelagert sind, darstellt. Für schrägverzahnte Getriebe gilt, dass aufgrund der Axialkräfte aus der Verzahnung ein Zahnrad ohne weitere Maßnahmen kein Schaltungselement sein kann. Deshalb sind in der Regel separate Bauteile (Führungsmuffe und Schaltmuffe) analog zu synchronisierten Getrieben im Einsatz. Dadurch vergrößern sich die Teileanzahl und die notwendige Baulänge dieser Ausführung. Beispielhaft wird in Abb. 3.28 die Getriebewelle eines schrägverzahnten Motorradgetriebes gezeigt. Gut zu sehen die Führungsmuffe und die Schaltmuffe. Die Führungsmuffe koppelt einerseits die Schaltmuffe verdrehfest mit der Welle und stellt andererseits die axiale Anlagefläche der benachbarten Schalträder, die drehbar auf der Welle gelagert sind, dar und nimmt somit die Axialkräfte dieser Verzahnungen auf und leitet diese in die Welle ein.

Abb. 3.28 Vorgelegewelle mit schrägverzahnten Losrädern und Schiebemuffe mit Klauen

3.5 Trockenkupplungen

141

3.5 Trockenkupplungen Trockenkupplungen finden ihre Verbreitung insbesondere bei Handschaltgetrieben und automatisierten Schaltgetrieben (vgl. Abschn. 6.2 und 6.3). Allgemeine Funktionsweisen zu Kupplungen und die Grundsätze der Kraftübertragung durch Reibung sind in den Abschn. 1.4.1 und 3.1.3 beschrieben. Die eingangsseitigen Elemente bestehen normalerweise aus Gussteilen mit plan bearbeiteten Flächen, die ausgangsseitigen Elemente jedoch aus Scheiben, welche die sogenannten Kupplungsbeläge tragen, die die Reibeigenschaften der Kupplung maßgeblich bestimmen (Abb. 3.31). Mit aktuellen Entwicklungen für Reibbeläge von Trockenkupplungen gelingt es bereits, den Reibwert über einen großen Temperaturbereich konstant zu halten. Oberhalb einer kritischen Grenze jedoch sinkt der Reibwert dann plötzlich (Abb. 3.29). Dieser Effekt wird als Fading bezeichnet. Während der Anfahrvorgänge und auch während der Schaltvorgänge (dies betrifft insbesondere Lastschaltvorgänge in Doppelkupplungsgetrieben) wird eine große Menge an Reibenergie erzeugt, die in Form von Wärme in die Reibpartner der Kupplung eingetragen wird. Eine Überhitzung der Reiboberflächen kann schnell zum funktionalen Ausfall der Kupplung durch Fading des Reibbelags führen. Ziel muss es daher sein, die entstehende Wärme schnell aus dem Bereich der Reiboberflächen abzuführen. Im ersten Schritt kann die Wärme in Form von Temperaturerhöhungen in der thermischen Masse der Kupplung gespeichert werden. Große Gussmassen bieten eine gute Speichermöglichkeit, führen jedoch zu einer Gewichts- und Trägheitserhöhung, was negative Auswirkungen auf Fahrleistungen und Kraftstoffverbrauch hat (Abschn. 1.1 und 1.2). Um eine Überhitzung und

0,6

Reibwert [μ]

0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0 0

50

100

150

200

250

300

350

400

450

500

Temperatur [°C]

Abb. 3.29 Verlauf des Gleitreibwerts über der Systemtemperatur einer trockenen Kupplung [ZF Sachs]

142


damit ein Verbrennen der gesamten Kupplung zu verhindern, muss die Wärme möglichst schnell aus dem Kupplungssystem an die Luft der Kupplungsglocke oder umgebende Bauteile abgeführt werden. Neben der thermischen Belastung der Kupplung spielt auch der Reibverschleiß eine Rolle für die Belastbarkeit der Kupplung. Da kein Schmiermittel den abrasiven Verschleiß in der Kupplung mindert, führt die ständige Reibungsbelastung zu fortwährendem Abrieb der Kupplungsbeläge, bis diese vollständig abgerieben sind. Die Dicke der Kupplungsbeläge stellt also die Dauerbelastungsgrenze der Kupplungen dar. Abb. 3.30 stellt die Ausfallmechanismen einer Trockenkupplung in Abhängigkeit von der mittleren flächenspezifischen Reibleistungsbelastung dar. Hohe Reibleistungen führen bereits nach kurzer Zeit zur Reduzierung des Reibwerts durch Fading. Die entstehende Reibungswärme kann hier nicht mehr aus den Reiboberflächen abgeführt werden. Geringere Reibleistungen lassen zwar die Wärmeabfuhr aus den Oberflächen zu, führen jedoch zu einer starken Durchwärmung aller Systembauteile, was schließlich zum Überhitzen der Kupplung führt. Erst unterhalb einer konstrukiv bedingten Grenze ist die thermische Stabi-

1000 [min]

[h] 400-500°C

Mittlere spezifische Reibungsbelastung [W/cm²]

100 Fading

10

Thermische Zerstörung/ Verbrennen

A

250-300°C

B

Verschleiß C 1

100-180°C

60-100°C

0,1

Anpressplattentemperatur bei Funktionsausfall [°C]

[s]

A = Berganfahrt B = Wiederholte Anfahrt im 2. Gang C = Standardanfahrt 0,01 10 20 40 1 5

5 10 20 40 1

10

100

1000

10000

1000000

Belastungsdauer bis zum Funktionsausfall [s, min, h]

Abb. 3.30 Thermische Belastung von Trockenkupplungen [ZF Sachs]

3.5 Trockenkupplungen

143

lität der Kupplung gewährleistet und die Lebensdauer wird durch den abrasiven Verschleiß der Reibeläge bestimmt. Abb. 3.30 zeigt ebenfalls typische Beispiele für Fahrsituationen, die den entsprechenden Ausfall hervorrufen. Die benötigte Aktuierungskraft hängt stark mit der Auslegung der in der Kupplung verbauten Federn zusammen. Da ein mechanischer Verschleiß der Kupplungsbeläge den Betriebspunkt der Federn verschiebt, muss der Verschleißfortschritt erkannt werden, um die Regelbarkeit der Kupplung über den gesamten Fahrzeugbetrieb zu gewährleisten. Bei manuell aktuierten Kupplungen geschieht dies durch komplexe Systeme zur automatischen Verschleißnachstellung, bei automatisierten Systemen teilweise auch durch softwaretechnische Maßnahmen.

3.5.1 Konstruktionsmerkmale einer Trockenkupplung Abb. 3.31 zeigt den Aufbau einer trockenen, mechanischen Pkw-Reibkupplung. Diese besteht in der Regel aus einer ausgangsseitigen Kupplungsscheibe mit Reibbelägen, die zwischen einer Druckplatte und dem Schwungrad bzw. der sekundärseitigen Masse eines Zweimassenschwungrades (vgl. Abschn. 2.2.8) angeordnet ist. Die Kupplungsscheibe ist dabei drehfest mit der Getriebeeingangswelle verbunden und kann im Fall eines konventionellen Kupplungs-Feder-Dämpfers mit Federpaketen ausgestattet sein (vgl. Ab-

Schwungrad Scheibe

Deckel Anpreßplatte Tellerfeder

Kurbelwelle

Getriebewelle

Abb. 3.31 Aufbau und Funktion mechanischer Pkw-Reibkupplung mit Tellerfeder

144


schn. 2.2.8). Schwungmasse und Druckplatte rotieren gemeinsam mit Motordrehzahl. Bei nicht betätigter Kupplung wird bei diesem Aufbau die Druckplatte mittels einer Tellerfeder gegen die Kupplungsscheibe gepresst, was die Normalkraft FN hervorruft, welche wiederum das übertragbare Kupplungsdrehmoment bestimmt. Neben Tellerfedern können auch mehrere über den Umfang verteilte Schraubenfedern eingesetzt werden. Um das maximal übertragbare Drehmoment entsprechend Gl. (3.3) zu erhöhen, ohne Betätigungskräfte oder Radius der Kupplung zu stark zu erhöhen, werden neben den hier dargestellten Einscheibenkupplungen auch sogenannte Mehrscheibenkupplungen eingesetzt. Diese besitzen mehrere ausgangsseitige Kupplungsscheiben, zwischen denen eine mit dem Getriebeeingang verbundene, mit zwei Kupplungsscheiben in Kontakt tretendende, Zwischenplatte sitzt. Beim Auskuppeln wird die Tellerfeder mittels des Ausrücklagers belastet und die Druckplatte von der Kupplungsscheibe abgehoben. Die Federcharakteristik bestimmt dabei im Fall manueller Getriebe die Kraft im Kupplungspedal. Die Auslegung der Ausrückkraft bestimmt die Dosierbarkeit und damit den Komfort und die Fahrzeugcharakteristik maßgeblich. In der Regel ist das Ziel, einen nahezu linearen Anstieg der Ausrückkraft mit dem Ausrückweg darzustellen, bis die Kupplung vollständig geöffnet ist. Dieser Zustand wird dem Fahrer über einen Abfall der Betätigungskraft (Drop-off) mitgeteilt. Bei Wiedereinkuppeln sollte die Betätigungskraft bis zum Erreichen des sogenannten Kisspoint (die Beläge liegen gerade an) leicht ansteigen und danach wieder abfallen, um dem Fahrer eine Rückmeldung über den Kupplungszustand zu geben. Das Kraftniveau beim Einkuppeln sollte geringer sein als beim Auskuppeln, um ein Entgegenschnellen des Pedals zu verhindern. Abb. 3.32, 4.3 und 4.4 zeigen die beschriebenen Zusammenhänge. Bei dem in Abb. 3.31 dargestellten System handelt es sich um eine aufgedrückte Kupplung, da das Ausrücklager zum Öffnen der Kupplung in diese hineingedrückt wird. Andere Einbausituationen können auch eine entgegengesetzte Bewegung des Ausrücklagers erforderlich machen. Bewegt sich das Lager zum Öffnen der Kupplung aus dieser hinaus, spricht man von aufgezogenen Kupplungen. Anfahrkupplungen manueller Schaltgetriebe sind im nichtbetätigten Zustand grundsätzlich geschlossen, das heißt, die in Abb. 3.31 eingezeichnete Feder sorgt für die Erzeugung der Normalkraft FN auf die Reibbeläge und bestimmt somit das maximal übertragbare Drehmoment. Die Betätigungskraft sorgt für das Entlasten der Kupplung. Man spricht hier von einer Normally-closedKupplung. Lastschaltende Systeme werden in der Regel mit Kupplungen ausgerüstet, bei denen integrierte Federn für die Öffnung der Kupplung sorgen und somit zur Übertragung von Drehmoment eine Betätigungskraft aufgebracht werden muss. Man spricht hier von einer Normally-open-Kupplung. Die Art der Kupplung wird in der Hauptsache von Anforderungen aus Nebenfunktionen und Sicherheitsbetrachtungen (u. a. Failure Modes and Effects Analysis, FMEA) am Gesamtsystem bestimmt.

3.6 Nasskupplungen

145

140 120

Pedalkraft [N]

100 80 60

40 20 0 0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

Pedalweg [mm]

Abb. 3.32 Kraftverlauf beim Auskuppeln und Einkuppeln einer manuell betätigten Trockenkupplung

3.6 Nasskupplungen Für den Einsatz in lastschaltbaren Getrieben ist eine kompakte Bauweise gefordert, die trotzdem eine gute Wärmeabfuhr ermöglicht. Ölgekühlte Mehrfachlamellenkupplungen sind dazu gut geeignet und haben ein vergleichsweise geringes Trägheitsmoment. Nasskupplungen werden auch als Überbrückungskupplungen in Drehmomentwandlern und als Anfahrkupplungen verwendet. Die Anforderungsprofile sind jeweils unterschiedlich. Grundlagen zur Funktionsweise einer Kupplung und die Grundsätze der Kraftübertragung durch Reibung sind in Abschn. 1.4.1 und 3.1.3 eingeführt.

3.6.1 Grundlagen zur Drehmomentübertragung mit Mischreibung Der Reibwertverlauf einer Nasskupplung liegt physikalisch zwischen dem hydrodynamischen Verhalten eines Gleitlagers und der Trockenreibung nach Coulomb, wie dies auch von der Stribeck-Kurve bekannt ist. Dieses Verhalten kann durch die Öleigenschaften inklusive Additive (friction modifiers) modifiziert werden (Abb. 3.33) [9]. Der Reibwertverlauf ist dabei abhängig von der Gleitgeschwindigkeit. Er wird durch weitere Parameter, wie Reibmaterial, Flächenpressung und Temperatur, beeinflusst. Steigende Reibwerte bei höheren Temperaturen sind stabilisierend, haben aber schlechte Ver-

146


T2

μ

a T1 T1 b T2 T1>T2

0

. Δx

Abb. 3.33 Beispielhafte Einflüsse des Öls auf Verlauf des Reibkoeffizienten über der Relativgeschwindigkeit μ

0,15 Papier

0,1 Sinterbronze 0,05

. Δx Abb. 3.34 Beispiel für Materialeinfluss auf Verlauf des Reibkoeffizienten über der Relativgeschwindigkeit

läufe bei niedrigen Gleitgeschwindigkeiten (Abb. 3.33, Charakteristik b). Den Einfluss des Reibmaterials bei gleichem Öl zeigt Abb. 3.34. Die Charakteristiken des Reibwertverlaufs über der Relativgeschwindigkeit werden durch Öladditive signifikant verändert. Ein negativer Gradient des Reibwertverlaufs ist zu vermeiden, da ansonst Reibschwingungen angeregt werden. Die Reibwerte (Abb. 3.33, Charakteristik a) verringern sich mit steigender Temperatur, der prinzipielle Verlauf bleibt unverändert. Der E-Modul des Reibbelages hat dabei einen großen Einfluss auf die Pressungsverteilung. Die Schubfestigkeit des Materials wirkt sich auf die mechanische Haltbarkeit aus,

3.6 Nasskupplungen

147

wobei die Kombination von Pressung und Scherbeanspruchung, wie von anderen Werkstoffen (Mohr’scher Kreis) bekannt, wichtig ist.

3.6.2 Wärmehaushalt von Nasskupplungen Bei Schaltkupplungen erfolgt der Wärmeeintrag während der Schaltung (in weniger als 1 Sekunde); der Großteil der Wärme wird gespeichert. Nach der Schaltung gibt es praktisch keine Relativbewegung zwischen den Lamellen, das Kühlöl strömt mit der Zentrifugalkraft durch die Nuten im Reibbelag von innen nach außen und führt Wärme ab. Dabei ist die Ölmenge meist gering, in der Größenordnung von 10 cm3 =s (zentrale Zufuhr über Wellen für alle Kupplungen). Bei einer schlupfenden Überbrückungskupplung herrschen dagegen in der Regel stationäre Bedingungen, die anfallende Wärme wird sofort abgeführt. Die sich einstellende Temperaturdifferenz hängt vom Wärmeübergang und der Übertragungsfläche ab, die Kühlölmenge ist dabei meist größer als für eine Schaltkupplung (Größenordnung von 50 cm3 =s). Bei einer Anfahrkupplung können bei Kriechfahrt unter hoher Last sehr hohe Verluste auftreten, die in Wärme gewandelt werden. Eine ausreichende Reibfläche und gute Kühlung ist daher wichtig. Dabei ist nicht die mittlere Beanspruchung der Reibmaterialien, sondern die lokale Spitzentemperatur für die Öllebensdauer (insbesondere der Additive) und die Reibbelagsbeanspruchung verantwortlich. Die Beanspruchung ergibt eine hell- bis dunkelbraune Oberflächenverfärbung. Zu hohe Temperaturen führen im Extremfall sogar zur Ölverkokung und damit schwarzen Stellen am Reibbelag. Besser ist daher eine über die Reibfläche gleichmäßige Beanspruchung (überall an der zulässigen Grenze), wobei natürlich die innen und außen unterschiedlichen Reibgeschwindigkeiten und die jeweilige Wärmeabfuhr berücksichtigt werden müssen. Die Temperaturerhöhung in der Kupplung wird von der Verlustleistung bestimmt. Die Verlustleistung in der Kupplung ergibt sich aus dem Kupplungsmoment und der Differenzdrehzahl in der Kupplung (3.15) PV D MK ! : Die höchste Verlustleistung entsteht bei einer Hochschaltung zum Ende der Überschneidungsphase und Beginn der Synchronisationsphase, zu deren Ende sie auf null fällt. Das Moment der Kupplung ergibt sich einesteils durch das motorseitig anstehende Moment (kann durch Motoreingriff reduziert werden) und anderenteils durch die gewünschte Verzögerung der Drehmassen. Bei konstantem Moment berechnet sich die Verlustarbeit und damit die anfallende Wärme nach (3.16) WV D MK !a2 t 2 :

148


Abb. 3.35 Verlustleistung und Wärmewandlung beispielhafter Überschneidungsschaltung

Überschneiden Synchronisation 70

Pv [kW] , Wv [kJ]

60 50 40 30 20 ts 10 0 0

0,2

0,4

0,6 0,8 Zeit [s] Verlustleistung Pv Verlustarbeit Wv

1

1,2

Abb. 3.35 zeigt an einem Beispiel den Verlauf der dissipierten Leistung bei einer Überschneidungsschaltung und das zugehörige Integral, das der in Wärme umgewandelten Energie entspricht (Verlustarbeit). Eine Wärmezwischenspeicherung wird notwendig, wenn die Wärmeabfuhr trotz Kühlöl stationär geringer ist als die Wärmezufuhr; daraus ergibt sich die notwendige Wärmekapazität des Stahllamellenpakets, die über die Lamellendicke und die Lamellenanzahl beeinflusst werden kann. Auch hier ist ein möglichst gleichmäßiges Temperaturniveau über die Lamellendicke anzustreben, um die Reibflächentemperatur niedrig zu halten. Niedrige Reibflächentemperaturen werden auch durch eine hohe Lamellenanzahl erreicht. Abb. 3.36 zeigt die Aufwärmung infolge häufiger Energieeinträge durch Schließen und Öffnen einer Kupplung. Zu Anfang des Schließvorgangs zeigt sich ein steiler Temperaturanstieg, solange eine Differenzdrehzahl besteht. Mit Erreichen der Drehzahlgleichheit ist der Wärmeeintrag abgeschlossen und die Temperatur sinkt, zunächst mit steilem Gradienten. Hier überlagern sich Wärmespeicherung (Vergleichmäßigung im Kupplungspaket, insbesondere den Stahllamellen) und Wärmeabfuhr durch die Öldurchströmung. Nach dem Öffnen ist die Wärmeabfuhr deutlich vergrößert – entsprechend dem durch das Abheben der Reibpartner vergrößerten Ölvolumenstrom. Dieser Vorgang wird zwei weitere Male wiederholt, wobei die Temperaturniveaus zu Beginn der Wiederholungen jeweils höher liegen als beim vorhergehenden Durchlauf. Die Wärmeabfuhr erfolgt bei Schaltkupplungen und schlupfenden Überbrückungskupplungen unterschiedlich.

3.6 Nasskupplungen

149

180

Reibflächentemperatur [°C]

160 140 120 100 geschlossen

offen

2

6

geschlossen

offen

geschl.

80 0 0

4

8 Zeit [s]

10

12

14

16

Abb. 3.36 Temperaturverlauf bei sich wiederholenden Kupplungsbetätigungen

Bei einer schlupfenden Überbrückungskupplung bestreicht das Öl die metallseitige Reibfläche und nimmt somit überall Wärme auf. Die Nuten sollen das Öl gleichmäßig über die Reibfläche verteilen und die Kühlölmenge bei gegebenem Differenzdruck begrenzen. Bei der Schaltkupplung wird im geschlossenen Zustand die metallseitige Reibfläche nur im Bereich der Ölnuten gekühlt. Die Nuten sind mit unterschiedlichen Mustern ausgeführt. Sie werden üblicherweise geprägt. Ein Beispiel zeigt Abb. 3.37 [12], neben den Reib- sind auch die Stahllamellen gezeigt. Die Mitnahmen der Lamellen sind je nach Blechstärke unterschiedlich, um die zulässige Flächenpressung einzuhalten. Die Form hängt vom Fertigungsverfahren der Lamel-

Abb. 3.37 Lamellenpaket einer Nasskupplung mit Hot Spots nach Gebrauch

150


lenträger ab und ist eher rechteckig bei Blechträgern, evolventenförmig bei gerollten oder gefrästen Trägern. Der Wärmetransport erfolgt hauptsächlich über die Berührfläche des Öls, daher sind für guten Wärmeübergang flache Nuten mit damit hoher Ölgeschwindigkeit sinnvoll. Der Wärmeleitkoeffizient gebräuchlicher Materialien für Reibbeläge ist gegenüber dem der Stahllamellen gering. Die Wärmeleitung über den Reibbelag auf den Lamellenträger ist damit vernachlässigbar. Somit wären für eine optimale Nutzung der Wärmekapazitäten wechselweise einseitig beklebte Innen- und Außenlamellen zu bevorzugen. Aufgrund des Aufwands bei der Herstellung sind solche Lösungen für den Serieneinsatz zu aufwendig und infolge des unsymmetrischen Wärmeeintrags kommt es zum sogenannten Topfen, d. h., aufgrund der ungleichmäßigen Temperaturverteilung in axialer Richtung kommt es zu Wärmedehnungen, die Abweichungen von der für gleichverteilte Flächenpressung geforderten Planheit der Lamellen induzieren. Lokale Übertemperaturen führen zu Aufwerfungen der Oberfläche, die noch höhere Beanspruchungen wegen der noch höheren Flächenpressung zu Folge haben. Es entstehen die sogenannten Hot Spots, wie sie in Abb. 3.37 zu sehen sind. Der Wärmeübergang ist für die Auslegung des Reibsystems, der gesamten Kupplung und des zugehörigen Kühlungssystems bedeutend. Die Optimierung des Subsystems erfordert die genaue Kenntnis und Ermittlung der Wärmeübergangskoeffizienten und der Wärmekapazitäten des Kupplungssystems. Dabei werden mit entsprechenden Änderungen auch die Schleppmomente und Leistungsbedarfe für die Kühlung beeinflusst, was zu Änderungen des Getriebewirkungsgrades führt. Um eine solide Basis für die Optimierung zu erhalten, wird das Wärmeübergangsverhalten versuchstechnisch bestimmt und validiert.

3.6.3 Verschleiß In Nasskupplungen herrscht Mischreibung zwischen den Reibbelägen und den Gegenflächen. Es gelten die gleichen Abhängigkeiten wie bei allen tribologischen Vorgängen, nämlich Relativgeschwindigkeit, lokale Pressung und Oberflächeneigenschaften. Dabei ist nicht die Rautiefe, sondern der Flächentraganteil wichtig, insbesondere wenn härtere Reibflächen verwendet werden. Daher kommt der Stahllamelle als härterem Reibpartner eine besondere Rolle zu. Es ist bekannt, dass bei niederen Belastungen und geeigneten Oberflächen (z. B. gleitgeschliffen oder kaltgewalzt, das bedeutet hohen Flächentraganteil) nahezu verschleißfreier Betrieb möglich ist. In Ölwanne und Filter von lang gelaufenen Getrieben konnte bei entsprechender Auslegung kein Lamellenabrieb gefunden werden [9, 13, 14]. Bei zu hoher Belastung tritt nach Schädigung der Oberfläche Verschleiß auf [15]. Die Lebensdauer hängt also von den Belastungen ab, es ergibt sich ein Verlauf ähnlich einer Wöhlerkurve.

3.6 Nasskupplungen

151

Beim Einlauf der Reibbeläge tritt oft ein anfängliches Setzen auf, das nichts mit Verschleiß zu tun hat, aber zu einer Änderung des Leerhubs führt.

3.6.4 Öl- und Belagsbeanspruchung Bei zu hoher Beanspruchung kann es durch lokal auftretende Temperaturspitzen zu Verdampfung leichter flüchtiger Bestandteile des Öls kommen. Dies kann unter Umständen das Übertragungsverhalten der Kupplung negativ beeinflussen. Es hat sich gezeigt, dass überbeanspruchte Ölteilmengen zu einer Art Infizierung des ungeschädigten Öls führen können. Das bedeutet, dass nicht die mittlere Beanspruchung als Auslegungsgröße zu verwenden ist, sondern die maximal auftretende. Die optimale Auslegung wird erreicht, wenn auf der gesamten Reibfläche die gleiche Temperatur herrscht und gleichmäßig auf das Öl übertragen wird. Die Überprüfung von Kühlölmenge und Temperaturdifferenz des einund des ausströmenden Öls liefert dazu keine ausreichende Aussage. In der Literatur und bei Herstellern sind für die zulässige Belastung kaum Angaben zu finden, weder exakte Lastkollektive noch Beanspruchungsverteilungen sind für die getesteten Reibkupplungen bekannt. Es empfiehlt sich, auf einem Prüfstand mit gleichmäßiger Flächenpressung des Belags und den Getriebeverhältnissen entsprechenden spezifischen Kühlölströmen diese Wöhlerkurven selbst zu ermitteln. Abb. 3.38 [16] zeigt die Lebensdauer der Additive zur Verbesserung der Reibeigenschaften (friction modifier). Der Reibungsgradient über den Schlupf darf im ganzen Bereich nur minimal (ATF 3) negativ werden, damit Reibschwingungen vermieden werden. Weiterentwicklungen der Additive zeigen eine wesentlich höhere Lebensdauer. Das Getriebeölvolumen muss dabei entsprechend der Belastung gewählt werden.

dμ/dv

ATF-1 ATF-2 ATF-3 Pass/Fail

100

150

200

250

Time (hours)

Abb. 3.38 Lebensdauer von Additiven zur Reibeigenschaftsverbesserung – Reibwertstabilität über der Zeit

152

3 Elemente der Leistungsübertragung a

b

Abb. 3.39 Überzeichnete Querschnittskonturen (a gewellt, b getellert) von Belagslamellen

3.6.5 Schleppmoment Das Schleppmoment der geöffneten Kupplung hängt von mehreren Parametern ab. Bei Schaltkupplungen wirkt ein Öl-Luft-Gemisch zwischen den Lamellen. Das geringste Schleppmoment ergibt sich, wenn bei gegebenem Lüftspiel kein Kühlöl durch die Kupplung geleitet wird, was aber natürlich die Wärmeabfuhr im offenen Zustand deutlich beeinträchtigt. Eine Kühlungsoptimierung im geschlossenen Zustand ist dann wichtig. Die lokale Reibkraft ist nach Newton von der Fläche, der örtlichen Differenzgeschwindigkeit (v und nicht n) und dem Geschwindigkeitsgradienten im Spalt abhängig. Dies gilt in erster Näherung auch für ein Öl-Luft-Gemisch. Mit einer gewellten Lamelle (Abb. 3.39a) kann durch den Axialgleitlagereffekt eine Vergleichmäßigung der Lüftspiele im Lamellenpaket erreicht werden. Eine Alternative zu den gewellten Lamellen sind getellerte Ausführungen (Abb. 3.39b), die allerdings eine steifere Federcharakteristik im Vergleich zur Wellung haben. Die Verluste sind zwar bei einem im gesamten Kontaktbereich gleichmäßigen Spalt kleiner, aber die Erzeugung dieser gleichmäßigen Spalte ist fertigungstechnisch sehr aufwendig [14, 17].

3.7 Synchronisationseinheiten Synchronisationseinheiten sind Schaltelemente, die in Erweiterung der Funktionalitäten der Klauenschaltungen vor dem Herstellen des Formschlusses einen Drehzahlausgleich herbeiführen.

3.7.1 Abstraktion und Motivation Eine Synchronisationseinheit bedient sich zweier Wirkprinzipien, um das Einschalten einer Übersetzungsstufe im Getriebe einfach und robust zu ermöglichen. Über einen Kraftschluss wird zunächst der Drehzahlausgleich herbeigeführt, die eigentliche Leistungsübertragung im eingeschalteten Gang erfolgt dann formschlüssig. Im Prinzip handelt es sich bei einer modernen Synchronisationseinheit um die Parallelschaltung einer nassen Reibkupplung (Abschn. 3.6) mit einer Klauenschaltung (Abschn. 3.4). Abb. 3.40 zeigt das Prinzipbild der Parallelschaltung und die gebräuchliche, schematische Darstellung einer Synchronisationseinheit.

3.7 Synchronisationseinheiten Abb. 3.40 Grundprinzip (a) und schematische Darstellung (b) einer Synchronisationseinheit

153 a

b

Die große Herausforderung liegt in der Verknüpfung der beiden Übertragungsmodi bzw. Pfade sowohl im zeitlichen Ablauf als auch in einem gemeinsamen Betätigungssystem. Im Einzelnen bedeutet das, dass beim Einschalten im zeitlichen Ablauf zunächst die Kupplungsfunktion für einen Drehzahlausgleich sorgt, ohne dass der Formschluss zu wirken beginnt, dann aber die Wirkung der Kupplung aufgehoben wird, wenn der Formschluss zum Tragen kommt; beim Ausschalten wird die Kupplungsfunktion nicht benötigt, sie würde vielmehr als störend für das Einschalten einer anderen Gangstufe wirken und unnötige Verluste verursachen. Die Integration in ein bekanntes Betätigungssystem führt zu einer Aufteilung des für einen Einschaltvorgang zurückzulegenden Wegs in einen ersten Teil, in dem die Kupplung geschlossen wird, und einen zweiten Teil, in dem der Formschluss hergestellt wird, also die Klauen bzw. Verzahnungen in Eingriff gebracht werden. Für die Trennung der beiden Weganteile sorgt die Sperrwirkung der Synchronisationseinheiten.

3.7.2

Aufbau und Funktion einer Synchronisationseinheit

Abb. 3.41 zeigt den prinzipiellen Aufbau einer Sperrrsynchronisation. Ein Zahnrad (1), das auf der Welle gelagert ist, wird über eine Mitnahmeverzahnung (2) bei nach links verschobener Schiebemuffe (5) mit dem Schiebemuffenträger (3) verbunden. Der Synchronring (4) mit Konusreibkupplung wird axial über eine Ringfeder (6) oder Kugelrastungen mit der Schiebemuffe verbunden. In Umfangsrichtung positionieren in der Regel drei Synchronisationsriegel den Ring zu der Schiebemuffe mit Umfangsspiel. Wird die Schiebemuffe axial verschoben, drückt zunächst die Vorsynchronisationskraft der Kugelrastungen oder Ringfeder den Ring gegen das Zahnrad. Das sich in Umfangsrichtung aufbauende Moment sperrt bei entsprechender Auslegung des Winkels ˛ der Anspitzung der

154

3 Elemente der Leistungsübertragung 4

5

4

6

6

1 2

3

a

a

β

α 4

Abb. 3.41 Aufbau einer Sperrsynchronisation

Sperrverzahnung des Synchronrings die Weiterbewegung. Bei Drehzahlgleichheit bricht das Moment zusammen und die Schiebemuffe kann weiterbewegt werden. Sie verdreht zum Einspuren mit einer Anspitzung mit Winkel ˇ das Zahnrad und erlaubt ein Durchschalten. Die Strecke a berücksichtigt Leerhübe und Verschleiß. Der Reibkonus kann innerhalb der Mitnahmeverzahnung liegen (Abb. 3.41a), dann ist es eine Innenkonussynchronisierung. Er kann aber auch mit größerem Reibradius und damit höherem Synchronisierungsmoment außen liegen (Abb. 3.41b), dann ist es eine Außenkonussynchronisierung. Es ergeben sich unterschiedliche radiale und axiale Verschachtelungsmöglichkeiten. Beide Varianten können zur Erhöhung des Synchronisierungsmomentes mit mehreren Reibflächen ausgeführt sein. Abb. 3.42 zeigt ein Beispiel einer Doppelkonussynchronisationseinheit. Das Zahnrad (1) ist als Losrad über einen Nadelkranz auf der Welle gelagert. Der Kupplungskörper (2) ist mit diesem fest verbunden.11 Der Kupplungskörper trägt die Verzahnung für die 11 Üblich sind stoffschlüssige (Schweißen) und formschlüssige Verbindungen (Kerbverzahnungen) zur Momentenübertragung, im letzteren Fall erfolgt die axiale Positionierung oft auch kraftschlüssig (Presspassung).

3.7 Synchronisationseinheiten a

4

5

155

6

b

1 2

3

7

Abb. 3.42 Synchronisationseinheiten: a Dreifachkonuseinheit (beidseitig) und b Asymmetrische Synchroneinheit mit Einfachkonussystem (links) und Doppelkonussystem (rechts)

formschlüssige Verbindung mit der Schiebemuffe (5) in eingeschaltetem Zustand. Der Zwischenring (3) greift in Taschen des Kupplungskörpers ein, sodass er zusammen mit dem Losrad rotiert. Mit der Welle ist der Schiebemuffenträger (7), auch als Synchronnabe bezeichnet, fest verbunden, Kerbverzahnungen sind die gebräuchlichsten Verbindungen in Kombination mit Sicherungsringen zur axialen Positionierung. Die Außenverzahnung des Schiebemuffenträgers dient zur drehfesten und axial verschiebbaren Verbindung mit der Schiebemuffe. Drei Vorsynchronisationsriegel (6) sind gleichmäßig am Umfang zwischen Schiebemuffe und Schiebemuffenträger verteilt,12 die Positionierung in der Neutralstellung in axialer Richtung erfolgt mit einer durch eine Feder vorgespannten Kugel in einer Aussparung am Innendurchmesser der Schiebemuffe. Der Synchronring (4), auch als Sperring (blocker ring) bezeichnet, trägt einen Reibbelag und die Sperrverzahnung. Laschen greifen in Aussparungen der Schiebemuffe ein, sodass ein Moment übertragen werden kann; ein Spiel in Umfangsrichtung erlaubt eine geringe Verdrehung gegenüber der Schiebemuffe. Alle drei Synchronringe der Dopppelkonussynchronisierung sind axial zwischen dem Kupplungskörper und dem Schiebemuffenträger frei beweglich, sodass die Reibflächen ausreichend lüften, die Laschen aber sicher in den Aussparungen der Partner positioniert bleiben. Damit wirkt die gesamte Toleranzkette des Wellenverbundes an jeder Synchronstelle. Das Konusreibsystem ist das Herzstück jeder Synchronisation und basiert auf einem metallischen oder organischen Reibbelag, der in Verbindung mit einer entsprechend spezifizierten Stahlkonusoberfläche und einem geeigneten Getriebeöl eine tribologische 12

Mit drei Vorsynchronisationsriegeln ist die axiale Positionierung eindeutig gegeben, mit weiteren ergeben sich keine funktionalen Verbesserungen; mit nur zwei ergibt sich ein Drehfreiheitsgrad um die durch die Positionen der beiden Riegel gegebene Achse.

156

3 Elemente der Leistungsübertragung Synchronaußenring mit Sperrverzahnung

Abb. 3.43 Funktionsablauf des Gangeinlegens mit Synchronisationseinheit

Schiebemuffe

1 Kupplungskörper 2

3

4

5

6

Grenzschicht bildet. Diese Grenzschicht muss über das gesamte Belastungskennfeld einen Reibwert innerhalb definierter Grenzen liefern, um den erforderlichen Drehzahlangleich vor dem Durchschalten sicherzustellen. Das Moment, welches in Abhängigkeit von der Schaltkraft am Reibkonus erzeugt wird, wird als Synchronmoment bezeichnet. Mit dem Konus wird eine Verstärkung der Synchronmomente erreicht. Die Konuswinkel sind entsprechend der Anzahl der Reibflächen, der Auswahl der Reibbeläge und der Gestaltung der Sperrgeometrien zu definieren. Der Mechanismus, der die Sperrsicherheit, also die Sicherheit gegen vorzeitiges Durchschalten, herstellt, basiert auf einem Momentengleichgewicht zwischen dem Synchronmoment und dem Entsperrmoment. Das Entsperrmoment wird über die Schaltkraft und die Sperrverzahnungsgeometrie definiert. Die Sperrsynchronisation zeichnet sich dadurch aus, dass das Entsperrmoment unter allen Belastungsfällen kleiner ist als das Synchronmoment und somit ein Wechsel der Übersetzungsstufe nur ohne Differenzdrehzahl, d. h. ohne Schaltkrachen, möglich ist. Der Schaltablauf mit einer Synchronisationseinheit besteht aus sechs Phasen (Abb. 3.43): 1. 2. 3. 4. 5. 6.

Neutralposition Vorsynchronisation Synchronisation Entsperren Durchschalten Gangpositionssicherung und Drehmomentübertragung

3.7 Synchronisationseinheiten

157

Neutralposition Die Synchronisation befindet sich in einem kraftlosen Zustand, es werden keine Reib- und Drehmomente übertragen. Vorsynchronisation Das Vorsynchronisationselement wird über die axiale Verschiebung der Schiebemuffe entsprechend der Federkraft gegen den Synchronring gedrückt. Die Reibflächen kommen in Kontakt und entsprechend der axialen Kraft, die über das Vorsynchronisationselement aufgebracht wird, wird ein Moment aufgebaut. Dieses führt dazu, dass der Synchronring an den Anschlag in Umfangsrichtung verdreht wird, der durch die Lasche des Rings und die Gegenfläche im Schiebemuffenträger gegeben ist. Entsprechend positioniert versperrt der Synchronring jetzt mit seiner Verzahnung den weiteren Weg der Schiebemuffe in axialer Richtung. Synchronisation Mit der Weiterbewegung der Schiebemuffe in axialer Richtung kommt die Verzahnung der Schiebemuffe in Kontakt mit der Verzahnung des Synchronringes. Um die Schiebmuffe weiter bewegen zu können, müsste der Synchronring verdreht werden, was aufgrund des aufgebauten Synchronmoments im Reibsystem bei Drehzahldifferenz nicht möglich ist. Durch die Axialkraft an der Schiebemuffe in der Sperrverzahnung wird das Entsperrmoment induziert. Die Synchronisation muss so ausgelegt sein, dass das Synchronmoment immer größer ist als das Entsperrmoment, d. h., solange eine Differenzdrehzahl besteht, ist eine weitere axiale Bewegung der Schiebemuffe unmöglich. Die Schaltkraft des Fahrers wird jetzt nicht mehr in axiale Bewegung, sondern in eine Erhöhung des Synchronmomentes umgesetzt und führt somit zu einer Verkürzung der Synchronisationszeit. Über die Synchronisation muss das gesamte Massenträgheitsmoment des motorseitigen Getriebeanteils – Eingangswelle, Losräder, Kupplungsscheibe, Vorgelegewelle – synchronisiert werden, wobei Schleppmomente mit zu berücksichtigen sind. Entsperren In dem Zeitpunkt, in dem Gleichlauf zwischen den Synchronringen und dem Konus erreicht ist, bricht das Synchronmoment zusammen13 und die Synchronisation wird durch das Entsperrmoment über die Verzahnung der Schiebemuffe und des Synchronringes entsperrt, d. h., der Synchronring wird aus seiner Sperrstellung in die Durchschaltstellung zurückgedreht.14 Durchschalten Die Schiebemuffenverzahnung trifft nach dem Entsperren auf die Verzahnung der Kupplungsscheibe, die formschlüssig mit dem Losrad verbunden ist. Über die Anspitzungsgeometrie der Verzahnung von Schiebemuffe und Kupplungsscheibe erfolgt eine tangentiale Ausrichtung und das Einspuren der Verzahnungen. Hierbei ist das 13 Das ist eine der wesentlichen Eigenschaften der Kupplungen, die in Abschn. 1.4.1 eingeführt wurde. 14 Nach dem Entsperren könnte sich wieder eine Drehzahldifferenz aufbauen (durch Schleppmomente). In dieser Phase überträgt die Synchronisationseinheit keine Momente. Daher kann bei zu langem Verharren in dieser axialen Position der Schiebemuffe das anschließende Durchschalten gestört werden. Für diesen Übergang ist der Begriff Freiflugphase gebräuchlich.

158


Überwinden des Schleppmoments insbesonders bei kaltem Getriebe zu berücksichtigen. Eventuell wird der Winkel ˇ (Abb. 3.41) entsprechend angepasst. Gangpositionssicherung und Drehmomentübertragung Nach dem Einspuren wird der Schaltweg üblicherweise über einen Anschlag zwischen Schiebemuffe und Kupplungskörper begrenzt. Mit dem Erreichen der Gangposition ist der Schaltungsvorgang abgeschlossen. Das Drehmoment wird jetzt vom Losrad über die Kupplungsverzahnung auf die Schiebemuffe und weiter über die Nabe auf die Welle übertragen. Analog zu den bei Klauenschaltungen beschriebenen Gründen verwendet man Hinterlegungen in der Ausgestaltung der Verzahnungen an Kupplungskörper und Schiebemuffe (vgl. Abschn. 3.4) [18, 19].

3.7.3 Synchronisationssysteme Die am häufigsten verwendete Bauform ist die Innenkonussynchronisation (Abb. 3.41a). Bei dieser Bauform liegt der Konus auf dem inneren und die Verzahnung auf dem äußeren Durchmesser. Die Innenkonussynchronisation lässt sich in Abhängigkeit von der erforderlichen Synchronisationskapazität als Einfach-, Doppel- oder Dreifachkonussystem darstellen. Durch eine Steigerung der Synchronkapazität können die Schaltkräfte bzw. die Synchronzeiten reduziert werden. Abb. 3.42a zeigt eine asymmetrische Synchroneinheit, mit einer Einfachkonuseinheit auf der linken und einer Doppelkonuseinheit auf der rechten Seite. In Abb. 3.42b ist eine Dreichfachkonuseinheit dargestellt. Bei ungerader Anzahl von Reibflächen wird der innerste Konus am Kupplungskörper oder Losrad angeformt. Der Synchronaußenring dreht immer mit der Schiebemuffe bzw. Welle. Eine weitere Bauform ist die Außenkonussynchronisation (Abb. 3.41b). Hier liegt die Verzahnung auf einem kleineren Durchmesser als der Konus. Der Vorteil dieser Bauform besteht darin, dass durch den außen liegenden Konus ein größeres Synchronmoment erzeugt wird. Nachteilig ist, dass durch den abrasiven Verschleiß der Synchronverzahnung abgetragene Teile in der Reibfläche zu Störungen führen können und die thermische Aufweitung zu einer Vergrößerung der Reibkräfte, also zu Selbstverstärkung führt, was bei der Auslegung besondere Beachtung erfordert.

3.7.4

Auslegungs- und Optimierungshinweise

Die Auslegung und Optimierung der Synchroneinheiten erfordert die Berücksichtigung und Kenntnis einer Vielzahl von Parametern und Zusammenhängen. Insbesondere die Wechselwirkungen mit dem Gesamtsystem, also dem gesamten Getriebe und dem Betätigungssystem, aber auch die Fahrzeugkonfiguration haben großen Einfluss. Die Details

3.8 Fluiddynamischer Wandler und Überbrückungskupplung

159

zur Auslegung von Synchronisierungen können beispielsweise in [20–22] nachgelesen werden. Die Auslegung des Reibsystems erfordert die Berücksichtigung von Differenzdrehzahlen und spezifischen Flächenpressungen, die sowohl vom der Materialauswahl als auch von den Beölungsbedingungen abhängen. Hier sind insbesondere Lebensdauer und Verschleißphänomene zu beeinflussen, aber auch die Sperrsicherheit. Allein der Wechsel der Ölsorte kann die Funktion der Synchronisationseinheiten signifikant stören. Der größte Aufwand besteht bei der Abstimmung der Schaltbarkeit, also des KraftWeg-Verlaufs am Schalthebel. Selbstredend wirkt damit die gesamte Übertragungsstrecke neben allen Eigenschaften der Synchronisationseinheiten über Lebensdauer. Die Veränderung von Kupplungsbauteilen (z. B. ein komplexerer Scheibendämpfer) kann Trägheitsänderungen nach sich ziehen, die Auswirkungen auf die Schaltbarkeit haben. Eine in einer Front-Quer-Anwendung freigegebene und für ihre Schaltbarkeit als hervorragend bewertete Synchronisationseinheit kann in einer Anwendung im Standardantrieb inakzeptabel sein. Wie bei allen Reibsystemen kommt es über die Lebensdauer zu Veränderungen der Charakteristik. Bei Synchronisationseinheiten tritt Verschleiß auf. Es ist sicherzustellen, dass innerhalb der Lebensdauer des Getriebes die zusätzlichen, axialen Spiele für die Synchronringe nicht dazu führen, dass sich die Ringe gegeneinander oder gegenüber Schiebemuffe oder Kupplungskörper verdrehen. Besondere Anforderungen gelten auch für die sogenannte Grün-Schaltbarkeit, d. h. die Schaltbarkeit im Neuzustand, die sich aufgrund von Setz- und Einlaufverhalten bei den ersten Schaltungen zeigt. Die zur Verbesserung der Grünschaltbarkeit notwendigen Maßnahmen beinhalten die Fertigungsprozesse der Reibpartner, beispielsweise hat die Mikrostruktur der metallischen Konen aufgrund der verwendeten Fertigungsverfahren Einfluss und kann zu zusätzlichen Arbeitsschritten führen (Bürsten, Eindrehen u. a.). Die Synchronisationseinheiten tragen auch zur Rasselempfindlichkeit der Getriebe bei.

3.8

Fluiddynamischer Wandler und Überbrückungskupplung

3.8.1 Funktion und Kennlinien fluiddynamischer Wandler Der fluiddynamische Drehmomentwandler ist ein stufenloses Getriebe und enthält ein Pumpen-, ein Turbinen- und ein Leitrad sowie einen Freilauf (Abb. 3.44). Das drehende Pumpenrad wandelt die mechanische Drehenergie in hydraulische kinetische Energie um. Die Strömung trifft auf das Turbinenrad, in dem die hydraulische Energie wieder in mechanische umgewandelt wird. Das Leitrad bewirkt mit seiner Umlenkung der Strömung eine Änderung des Moments. Je nach Betriebspunkt (Drehzahlverhältnis von Pumpe zu Turbine) wird das Pumpenmoment gewandelt. Das Differenzmoment wird dabei vom Leitrad aufgenommen. Da eine Wandlung von weniger als 1 aus verschiedenen Grün-

160


a

b

Abb. 3.44 Querschnitt (a) und Wirkprinzip (b) eines Wandlers

den nicht erwünscht ist, wird das Abstützen des Leitrades mittels eines Freilaufs nur zur Drehmomenterhöhung ermöglicht. Das Prinzip der Umsetzung des Massenstroms in ein mechanisches Drehmoment oder umgekehrt wird mit der Euler’schen Turbinengleichung beschrieben. Das Drehmoment ergibt sich aus der Differenz der Drehimpulse der Strömungsgeschwindigkeiten von Einund Austritt in Umfangsrichtung M D m P .ri cu / :

(3.17)

Dabei beschreibt ri den Radius und cu die Umfangskomponente der Absolutgeschwindigkeit. Die Austrittsgeschwindigkeit des einen Rads ist die Eintrittsgeschwindigkeit des folgenden Rads. Verluste entstehen durch die Differenzen zwischen den Anströmrichtungen der Schaufeln außerhalb des Auslegungspunktes (Stoßverluste), durch Spaltverluste (ein Teil der Strömung geht außerhalb der Schaufelringe vorbei), Reibungsverluste der Strömung und Verwirbelungen, Rückströmungen etc. Nach Spannhake kann man die Gleichungen dimensionslos machen. Alle Größen hängen vom Verhältnis der Turbinendrehzahl zur Pumpendrehzahl ab. Dieses Drehzahlverhältnis wird mit bezeichnet. Die Leistungszahl definiert das aufnehmbare Eingangsmoment in Abhängigkeit vom Drehzahlverhältnis. Das übertragbare Pumpen-

3.8 Fluiddynamischer Wandler und Überbrückungskupplung λ

161

μ

1

0

1

ν

0

1

ν

Abb. 3.45 Modellhafte Charakteristk eines Wandlers

moment hängt bei gegebener Wandlerauslegung außer vom Drehzahlverhältnis auch von der Pumpendrehzahl quadratisch ab MP D D 5 !P2 :

(3.18)

Der Außendurchmesser D des Wandlerkreislaufs geht in der 5. Potenz ein. Die Dichte des Öls (Massenstrom) muss ebenfalls berücksichtigt werden. Die Wandlung des Pumpenmoments ergibt das Turbinenmoment und ist auch vom Drehzahlverhältnis abhängig. Sobald sie kleiner als 1 werden könnte (Kupplungspunkt), löst sich bei den üblichen Konstruktionen mit Freilauf das Leitrad (getriebetechnisch ein Stützglied) und die Leistungszahl nimmt stark ab (Abb. 3.45). Leistungszahl und Wandlerdurchmesser bestimmen die Übertragbarkeit des Drehmoments abhängig von dem Drehzahlverhältnis bei gegebener Drehzahl. Umgekehrt heißt dies: Je kleiner die Drehzahl des Motors bei gegebenem Moment ist, umso größer wird der Schlupf. Der Schlupf ist außerhalb des Wandlungsbereichs direkt der Verlust. Um diesen Verlust zu vermeiden, wird der Wandler bei heutigen Ausführungen mit einer Kupplung überbrückt (vgl. Abschn. 3.8.3). Der Wirkungsgradverlauf ist von der Wandlung beim jeweiligen Drehzahlverhältnis bestimmt, da Ma ! a Pa D D : (3.19) D Pe Me ! e Eine hohe Wandlung beim jeweiligen Drehzahlverhältnis bringt also einen guten Wirkungsgrad. Der Wandlungsverlauf ist jedoch immer ein Kompromiss, eine hohe Anfangswandlung bringt einen steileren Abfall. Der Kupplungspunkt liegt dann eher bei niedrigeren Drehzahlverhältnissen . Der Kreislauf kann auf Stoßverluste, Strömungsablösungen und Rückströmung etc. mit CFD-(Computational-fluid-dynamics-)Berechnungen optimiert werden (Abb. 3.46). Die

162

3 Elemente der Leistungsübertragung Quelle: LuK

400Nm

1-dim-Rechnung CFD-Rechnung Messung

MP2000

Wandlung

2

MT/MP=1 1

Max. Abweichung < 5% Wirkungsgrad 0Nm

0

Drehzahlverhältnis

1

0

bT/nP=1

Abb. 3.46 Simulationsergebnisse einer Wandleroptimierung mit unterschiedlichen Berechnungsmodellen

so ermittelten Wandlerkennlinien weichen im Unterschied zur eindimensionalen Rechnung nur geringfügig von der Realität ab. Für die Wahl eines Wandlers (Leistungszahlverlauf, Durchmesser und maximale Wandlung) sind mehrere Gesichtspunkte zu berücksichtigen. Die Verwendung einer Überbrückungskupplung erleichtert diese Wahl und auch getriebeseitig können so eventuelle Nachteile reduziert werden. Wird die Überbrückung nicht in allen Gängen eingesetzt, muss der Verlustverlauf über der Abtriebsdrehzahl berücksichtigt werden. Dazu ist es vorteilhaft bei gegebenem Abtriebsmoment die Wandlung bei der Leistungszahl zu berücksichtigen F W D D

Mturb : n2mot

(3.20)

Es ist Standard, den Wandler zumindest im Kupplungsbereich mittels einer Kupplung zu überbrücken, d. h., An- und Abtrieb mechanisch je nach Schwingungsverhalten des Triebstrangs mit oder ohne Schlupf zu verbinden (vgl. Abschn. 3.8.3). Setzt man die Kupplung schon bei niedrigeren Drehzahlverhältnissen ein, können fast alle Vorteile des Wandlers mit denen einer Anfahrkupplung kombiniert werden. Es ist nur die Drehzahl des Motors nach oben durch die Wandlerkennlinie begrenzt. Einen Vergleich der Wirkungsgrade mechanischer und hydraulischer Kupplungen mit einem Wandler zeigt Abb. 3.47. Bei einer mechanischen Kupplung ist das übertragbare Drehmoment nur von der Anpresskraft abhängig. Bei einer hydraulischen Kupplung beeinflusst die Eingangsdrehzahl (quadratisch) das übertragbare Moment.

3.8 Fluiddynamischer Wandler und Überbrückungskupplung a

163

b

1

1 >50%

50%

0

50%

1

ν

0

50%

1

ν

Abb. 3.47 Wirkungsgradvergleich zwischen Kupplung und Wandler

Für die Anfahrkupplung (Abb. 3.47a) sei die Motordrehzahl bis zum Synchronpunkt der Kupplung konstant. Das Moment am Antrieb und Abtrieb ist gleich. Die Verlustleistung sinkt linear gegen null. Beim Wandler (Abb. 3.47b) nimmt das Antriebsmoment zuerst entsprechend der Wandlung bis zum Kupplungspunkt zu, dann wird überbrückt. Die Motordrehzahl wird wegen des notwendigen geringeren Antriebsmoments anfänglich niedriger sein. Die Verlustleistung ist anfänglich deutlich geringer. Im Anfahrpunkt bestimmt bei einem geforderten Turbinenmoment die Wandlung das Motormoment und die Leistungszahl die Motordrehzahl. Die Verluste können also mit einer hohen Anfahrwandlung und Leistungszahl verringert werden. Eine hohe Leistungszahl bedeutet aber bei einer geregelten Leerlaufdrehzahl auch ein höheres abgefordertes Motormoment im Stillstand, was zu höherem Verbrauch und starkem Kriechen führt [23].

3.8.2 Hinweise zur konstruktiven Gestaltung des Wandlers Die Außenschalen sind durch Druck-, Strömungs- und Fliehkräfte hoch beansprucht. Sie werden aus Blech gezogen. Die Turbinenschale sowie die Innentoren werden aus dünnerem Blech geformt. Sie haben meist Schlitze zur Befestigung der Schaufeln, die ebenfalls aus dünnem Blech gestanzt werden. Für höhere Festigkeitsansprüche und bessere hydraulische Eigenschaften werden die Schaufeln manchmal zusätzlich an die Schalen gelötet. Das Leitrad wird in Druckguss gefertigt, die Schaufelform ist dabei durch das Ausformen in ihrer Gestaltung eingeengt. Der Freilauf kann im Leitrad eingegossen oder nachträglich eingepresst werden. Die Axialkräfte werden durch Gleitlager oder Axialnadellager aufgenommen. Die Befestigung der Turbine an der Nabe kann genietet oder lasergeschweißt sein. Die Hohlwelle, die zum Antrieb der Ölpumpe Mitnahmeschlitze hat, ist an der Pumpenschale angeschweißt. Der Wandlerdeckel trägt motorseitig die Mitnahme-

164


stücke und mittig einen Zentrierzapfen. Wandlerdeckel und Pumpenschale werden öldicht verschweißt. Der Wandler weitet sich unter den Drücken insbesondere axial, alle Schweißungen sind hoch beansprucht. Zur Mitnahme ist eine elastische Scheibenkupplung (Flexplate) zwischen Kurbelwelle und Wandlerdeckel verschraubt. Wegen der Taumelbewegungen der Kurbelwelle ist die Flexplate sehr hoch beansprucht, eine Optimierung erfolgt üblicherweise mit numerischen Methoden am Rechner. Die Flexplate trägt den Anlasserzahnkranz [9, 24].

3.8.3 Funktion und Prinzipien der Überbrückungskupplung Ähnlich der Ergänzung von Klauenschaltungen durch einen Kraftschluss (Abschn. 3.7) sind auch moderne Wandler durch eine Überbrückungskupplung ergänzt. Sie wirkt parallel zur fluiddynamischen Leistungsübertragung, indem sie die Motor-(Pumpen-)Seite mit der Turbine verbindet. Je nach Betriebsstrategie und NVH-Anforderung (vgl. Abschn. 2.3) kann das reibschlüssig mit oder ohne Drehschwingungsdämpfer ausgeführt sein. Um ähnliche Effekte wie bei einem Zweimassenschwungrad zu bekommen, kann der Dämpfer auch zwischen Turbine und Getriebeeingang angeordnet sein. Abb. 3.48 zeigt eine schematische Darstellung einer entsprechenden Integration mit einem Dämpfer an der Turbine. Für die Kupplungsbetätigung gibt es zwei Bauformen. Das Zweileitungsprinzip nutzt nur die vorhandenen Zu- und Ablaufleitungen durch eine Richtungsumkehr. Im offenen Zustand strömt das Öl gemäß Abb. 3.48 von links zwischen Wandlerdeckel und Kolben durch den Wandler und führt dessen Verlustwärme ab. Im geschlossenen Zustand wird

Abb. 3.48 Prinzipdarstellung einer Überbrückungskupplung

3.8 Fluiddynamischer Wandler und Überbrückungskupplung

165

Abb. 3.49 Ausführungsbeispiele mit unterschiedlicher Zahl von Reibflächen

der linke Raum drucklos geschaltet und der Druck im Wandlerraum bestimmt mit der Kolbenfläche die Anpress- und Reibkraft. Das Dreileitungsprinzip hat eine extra Zuleitung zum Kolben der Überbrückungskupplung. Die Entscheidung, ob die Kupplung mit einer Schlupfregelung oder Schlupfsteuerung betätigt wird, ist u. a. abhängig von der eindeutigen Zuordnung des Drucks bzw. der Druckdifferenz zum übertragbaren Drehmoment. Störend können dabei u. a. die Sekundärströmungen zwischen Kolben und Turbine bzw. die Druckverläufe zwischen Zuführung und Trennstelle (Reibfläche) sein. Verringert wird die Problematik mit einem – aufwendigeren – zusätzlichen Kolben. Die Anforderung an die Kupplungsreibflächen in Bezug auf Leistungsanfall und Wärmebelastung entsprechen denen einer Schaltkupplung, jedoch kann die Wärmeabfuhr über die Wandlerkühlung prinzipiell besser erfolgen. Ausschlaggebend ist wieder die maximale innere Temperatur von Öl und Reibfläche, die extern zu messenden Werte liefern keine Aussage. Bei höheren Anforderungen werden daher mehrere Reibflächen eingesetzt.

Abb. 3.50 Beispiele für Nutungen in Reibbelägen von Überbrückungskupplungen

166

3 Elemente der Leistungsübertragung Konventioneller runder Kreislauf

Gewicht [kg] 15

12.5 -22%

10

9.7

5 0 Axialer Bauraum [mm] Extrem schmaler Kreislauf

120

110 -26%

80

81

40 0 Konventionell LuK Wandler

Abb. 3.51 Gewichts- und Bauraumvergleich einer Wandleroptimierung

Ist die Reibfläche gleichzeitig Dichtfläche (Zweileitungskonzept), muss einerseits ein ausreichender Druckunterschied gewährleistet sein, andererseits aber genügend Kühlöl durchströmen können. Der Einfluss einer Überbrückungskupplung auf den Schaltkomfort des Getriebes hängt von der Ansteuerungslogik ab [25]. Wenn das Überbrückungsmoment kleiner als das Schaltmoment ist, kann die dann schlupfende Kupplung Schwingungen dämpfen und den Wärmeanfall von der Kupplung im Getriebe teilweise auf die besser zu kühlende Überbrückungskupplung verlagern. Die Fehlertoleranz der Steuerung des Momentes der Überbrückungskupplung ist groß, da die Schlupfcharakteristik des Wandlers zumindest nahe dem Kupplungspunkt Drehmomentfehler mit nur geringfügig anderem Schlupf auffängt. Die Ausfallwahrscheinlichkeit und Störungsmöglichkeit einer Überbrückungskupplung liegt bei Analyse der verwendeten Komponenten und Teileanzahl eher unter der einer Kupplung im Getriebe. Bei Optimierung des Strömungskreislaufs mit Hilfe von CFD-Berechnung und einer Nutzung der Überbrückung in allen Gängen mit Hilfe einer optimalen Torsionsdämpfung und Schlupfsteuerung können günstige Lösungen erreicht werden.

3.9 Stufenlose Leistungsübertragung

167

3.9 Stufenlose Leistungsübertragung In Abschn. 3.1 wurden die Wirkprinzipien der Leistungsübertragung eingeführt und die Prinzipien der Einflussmöglichkeiten auf das Schalten, Modulieren und Variieren grob skizziert. Mit dem Drehmomentwandler ist ein erstes Element der Leistungsübertragung eingeführt (Abschn. 3.8), das eine variable Übersetzung (im Wandlungsbereich) ermöglicht. Das zugrunde liegende Wirkprinzip ist die fluiddynamische Leistungsübertragung. Die in diesem Abschnitt behandelte stufenlose Leistungsübertragung nutzt in allen Fällen eine kraftschlüssige Übertragung der Leistung. Es werden nur mechanische Systeme behandelt, die teilweise formschlüssige Wirkprinzipien zusätzlich zur kraftschlüssigen Leistungsübertragung verwenden.

3.9.1 Wirkprinzip Bei einer gleichförmigen Übertragung ändern sich die Wirkradien von An- und Abtrieb während eines Umlaufs nicht. Dieses Prinzip wird sowohl bei Umschlingungs(Abb. 3.52a,b) als auch bei Reibradgetrieben (3.52c) angewendet. Bei diskontinuierlichen Getrieben ändert sich die Übersetzung während eines Umlaufs des Antriebs. Es müssen daher für eine möglichst gleichförmige Übersetzung mehrere Getriebe parallel angeordnet und entsprechend umgeschaltet werden. Bei einem KurbelStufenlosgetriebe (Ratchet-Getrieben mit variablem Kurbelradius) wird durch die Freiläufe der niederere Übersetzungsbereich genutzt (Abb. 3.53a). Die mittlere Übersetzung wird durch den veränderbaren Radius des Antriebselements, der Kurbel, bestimmt. Bei Unrundgetrieben (Abb. 3.53b) werden die Radien beider Elemente variiert. Um die gewünschten Übersetzungsbereiche zu nutzen, wird von Getriebe zu Getriebe mit Kupplungen umgeschaltet. Die ungleichförmige Bewegung wird über Klemmfreiläufe reibschlüssig auf den Abtrieb übertragen. Eine formschlüssige Übertragung (antriebsseitig) ist immer ungleichförmig. a

Zugtrum FZT

b

c F1

ω2 ω1 r1

FLT Leertrum

r2

F2

Abb. 3.52 Prinzip kontinuierlicher stufenloser Leistungsübertragung. a und b Umschlingungsgetriebe, c Reibradgetriebe

168

3 Elemente der Leistungsübertragung a

b

OD

mittl. Übersetzung

UD

Anhalten

Ritzelwelle drehbarer Exzenter Kurbelkröpfung

Abb. 3.53 Diskontinuierliche stufenlose Leistungsübertragung. a Kurbel-Stufenlosgetriebe, b Unrundgetriebe

Für die Kraftübertragung durch Reibung ist eine Anpressung der Elemente erforderlich. Durch Stauchung und Dehnung der Kontaktpartien in der Kraftübertragungsrichtung ergibt sich Schlupf. Im Kontaktbereich kommt es daher beim Abwälzen zu Relativbewegungen zwischen den Antriebsscheiben, den Übertragungselementen und den Abtriebs-

μ

μh,max μg

Betriebsbereich

Schlupf

Abb. 3.54 Verlauf des fiktiven Reibwerts bei konstanter Anpresskraft

Sg


169

scheiben. Bei einer definierten Anpresskraft ergibt sich messtechnisch z. B. bei Reibradgetrieben eine Reibkraft, die einen scheinbaren Reibwertverlauf nach der in Abb. 3.54 gezeigten Kurve zur Folge hat. Dabei kann nur der stabile, ansteigende Bereich genutzt werden, in dem die Übertragung mit dem Haftreibwert erfolgt. Ab dem maximalen Wert tritt zunehmend Gleiten auf, bis nur mehr der Gleitreibwert wirkt. Gleiten die Kontaktpartner aufeinander, wirkt nach dem Coulomb’schen Gesetz ein konstanter Gleitreibwert. Bei vorhandenen Schmiermitteln (oder viskosen Medien) gilt eher der Übergang zwischen Mischreibung und rein viskoser Reibung, also ein variabler Reibwert als Funktion von Zähigkeit des Mediums und Relativgeschwindigkeit.15

3.9.2 Umschlingungsvariator Die Kraftübertragung durch Umschlingungsmittel verläuft nach dem oben beschriebenen Mechanismus. Dabei ist die Kraftüberleitung von dem Einleitungskontakt über das Umschlingungselement zur Abgabe zu beachten. Wäre das Umschlingungselement ein homogener Festkörper, würde die Kraft vom Kontakt durch Schubspannungen eingeleitet. Im Umschlingungsmittel ergeben sich dann Zug- bzw. Druckspannungen, die bei der Kraftableitung wieder über Schubspannungen an das Ableitungselement (Reibscheiben) übergeben werden. Das bedeutet, dass das Umschlingungsmittel nur in der Mitte des Lastbzw. Leertrums über den Querschnitt gleichmäßig trägt. Die Reibkraft wird an den Kegelscheiben auf die Druckstücke (quer) übertragen. Die Zugkräfte der einzelnen Laschen führen zu einer Durchbiegung dieser Druckstücke, sodass die innenliegenden Laschen weniger übertragen können (Abb. 3.55) [26].

Abb. 3.55 Lastverteilung über der Kettenbreite

15

Die Darstellung mit der Kurve versagt im Übergang vom Stand zur Bewegung.

170

3 Elemente der Leistungsübertragung Gleitweg auf Scheibe 1 (x100)

Scheibe 2

Scheibe 1

Zugtrum

Gleitweg auf Scheibe 2 (x20)

Abb. 3.56 Relativbewegungen in der Kontaktzone

Mit zunehmender Kraft im Umschlingungsbogen steigt auch die Dehnung bzw. Stauchung im Umschlingungsmittel. Zum Ausgleich muss es zum „Dehn“-Schlupf kommen. Dieser entspricht dem Schlupf im Reibradkontakt. Dies gilt auch für Keilriemen, bei denen die Verformung zwischen der äußeren Gummischicht (Reibkontakt) und den Zugfasern dazu kommt. Auch die Reibscheiben verformen sich aufgrund der Anpresskräfte. Die Keilform erweitert sich. Dies führt zu einer zusätzlichen Relativbewegung zwischen Umschlingungsmittel und Scheiben mit entsprechenden Verlusten. Die Verformung des Umschlingungsmittels in Querrichtung bewirkt einen zusätzlichen Weg und Verlust. Abb. 3.56 zeigt die Wege der Kontaktstücke über den Umschlingungsbogen [26]. Eine Anpressung, die höher ist als notwendig, erhöht diese Verluste, weswegen eine bedarfsgerechte Anpressung zu bevorzugen ist. Die Verluste im Umschlingungselement sind bei Kette und Band unterschiedlich. Beide nutzen im Kontakt zwischen den Druckstücken Abwälzbewegungen. Beim Band kommen die Verluste durch die Relativbewegungen der Bänder hinzu. Die Wirkungsgrade

Abb. 3.57 Vergleich CVT-Kette und Schubgliederband


171

Abb. 3.58 Wirkungsgradkennfeld eines Kettenvariators [27] Variatormoment in Nm

600

300

UD

1:1 log (Variatorübersetzung)

OD

eines Kettenvariators allein sind bei bedarfsgerechter Anpressung relativ hoch [26, 27]. Abb. 3.58 zeigt ein Wirkungsgradkennfeld in der Auftragung des Moments über dem Übersetzungsverhältnis. Ein Vergleich der prinzipiellen Verschleißmechanismen zeigt das folgende Ergebnis. Die Kontaktfläche der Kette ist deutlich kleiner. Bei in etwa gleicher Reibung muss die Anpresskraft ungefähr gleich, die Flächenpressung also bei der Kette deutlich höher sein. Bei ungefähr gleicher Gleitbewegung wird der Verschleiß der Kette höher sein. Abb. 3.59 zeigt den Verschleiß der Wiegedruckstücke einer CVT-Kette in gerafften Tests für Pkw- und Nutzfahrzeuganwendungen. Es zeigt sich deutlich, dass sich der Ver-

Breitenverschleiß Wiegedruckstücke

Limit

0

100

500

1000

1500

Laufzeit in h

Abb. 3.59 Verschleiß der Wiegedruckstücke einer CVT-Kette [27]

2000

2500

172


schleiß in Form einer Sättigung durch den Einsatz eines Scheibensatzes mit größerem Durchmesser stabilisiert, obwohl zu Anfang der Verschleiß größer ist, insbesondere auch im Vergleich zu der Anwendung im Pkw-Bereich.

3.9.3 Reibradvariator Reibradvariatoren übertragen im Unterschied zu Umschlingungsvariatoren die Umfangskräfte nur über relativ kleine Kontaktflächen entsprechend der Hertz’schen Pressungstheorie. Neben dem entsprechend Abb. 3.54 nicht zu vermeidenden Schlupf in Umfangsrichtung kann je nach Kinematik zusätzlich mehr oder weniger Bohrreibung auftreten. Bohrreibung entsteht, wenn kinematisch nicht über die ganze Berührfläche gleiche Geschwindigkeiten gegeben sind. Die Scheibenstärke bestimmt die Geschwindigkeitsunterschiede (Abb. 3.60). Die Reibscheiben sind zur inneren Abstützung der Anpresskräfte symmetrisch angeordnet. Damit wird auch die Anzahl der Übertragungsstellen verdoppelt. Der Abtrieb erfolgt über ein mittig angeordnetes Rad (Abb. 3.61). Mehrere zwischen den Reibscheiben angeordnete Rollen laufen je nach Schwenkwinkel auf unterschiedlichen Radien bei An- und Abtrieb. Wegen des Rollkontakts kann sich ein Schmierfilm aufbauen und damit Verschleiß reduziert oder sogar vermieden werden. Für den Einsatz bei höheren Drehmomenten werden mehrere Zwischenscheiben am Umfang eingesetzt. Statisch bestimmt sind dabei 3 Scheiben, und wenn diese Einheit symmetrisch noch einmal angeordnet wird, ergeben sich insgesamt 6 Reibkontakte. Beim Halbtoroid (Abb. 3.62) läuft die Kontaktfläche kinematisch in erster Näherung bohrschlupffrei, da die Tangentenkegel sich mit den Drehachsen in einem Punkt tref-

Abb. 3.60 Geschwindigkeitsverhältnisse bei Bohrreibung ω2 r2

ω1

r1 ∆r v

∆v


173

Abb. 3.61 Symmetrische Anordnung a

b

Abb. 3.62 Prinzip Halb- (a) und Volltoroid-Variatoren (b)

fen. Auf die Zwischenscheibenlagerung wirken aber hohe Axialkräfte. Beim Volltoroid (Abb. 3.62b) muss nur die Umfangskomponente durch die Zwischenscheibenlager abgestützt werden. An der Kontaktfläche tritt bei äquivalenten Gesamtbaugrößen aber höherer Bohrschlupf auf. Beide Versionen laufen wegen der Schlüpfe nur geschmiert geräuschlich akzeptabel. Ausreichende Reibwerte werden über Traktionsfluide erreicht. Die Verluste (Bohrreibung und Lagerung) beider Versionen sind in der Summe etwa gleich. Werden bei der Gestaltgebung der Scheiben die Verformungen in den meistgenutzten Betriebspunkten (Last und Übersetzung) berücksichtigt bzw. vorgehalten, müssen die Scheiben nicht sehr steif und damit schwer ausgeführt sein. Die Lasteinleitung erfolgt im Unterschied zu Umschlingungsgetrieben nämlich rotationssymmetrisch.

3.9.4 Variator des Kegelringgetriebes Als Übertragungselement dient ein einziger Ring, im Unterschied zu den vorher gezeigten Reibradgetrieben, die mehrere Zwischenelemente und/oder Scheiben, parallel benutzen (Abb. 3.62–3.61). Daher ist die Leistungsfähigkeit deutlich geringer.

174


Abb. 3.63 Kegelringgetriebe

Zum Verstellen der Übersetzung wird der Zwischenring nicht verschoben, sondern lediglich etwas zur Achse gedreht. Sofort beginnt der Ring am Kegel so lange seitwärts zu wandern, bis seine Drehrichtung wieder mit der der Kegel in Übereinstimmung ist. Ein leichtes Seitwärtsdrehen in die andere Richtung lässt den Ring wieder zurückwandern. Je größer der Schräglaufwinkel, desto schneller bewegt sich der Ring seitwärts. Besteht zwischen der Drehbewegung von Kegel und Ring keine Winkeldifferenz, dreht sich der Ring an einer konstanten Position. Für die Lenkbewegung – statt wie bisher eine Schubbewegung – ist nur ein minimaler Kraftaufwand erforderlich.

3.9.5 Schmierung und Anpressung Alle Reibradversionen laufen wegen der Schlüpfe nur geschmiert geräuschlich akzeptabel. Ausreichende Reibwerte werden über Traktionsfluide erreicht. Bei viskoser Reibkraftübertragung ist der Abrieb wegen des rollenden Kontakts (Schmierfilmaufbau) sehr gering, daher sind die Ansprüche an die Filterung geringer. Die höhere Viskosität ist aber negativ für Dichtungen und Hydraulik. Es empfiehlt sich daher zwei unterschiedliche Medien zu verwenden. Anpresskräfte können in sich geschlossen sein (Volltoroid) oder aber Stützkräfte benötigen (Umschlingungsgetriebe). Der Energiebedarf für die Verstellung ist bei Umschlingungsgetrieben höher, weil die Kegelscheiben dabei Wege zurücklegen. Bei Toroidgetrieben sind nur die Reibkräfte und eventuell nicht ausgeglichene Stützkräfte aufzubringen, die entsprechende Energie berechnet sich dann mit Hilfe des Verstellwinkels.

Literatur

175

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Betätigungs-, Servo- und Hilfssysteme

Entsprechend der in Kap. 1 eingeführten Kernaufgaben der Getriebe ergeben sich die Aufgaben der Leistungsübertragung und ihrer Schaltung oder Modulation (Kap. 3). Dazu werden Betätigungs- und Servosysteme eingesetzt. Darüber hinaus sind Schmierung und Kühlung der Getriebe sicherzustellen, dies wird mit entsprechenden Hilfssystemen erreicht. Dabei ergeben sich für unterschiedliche Getriebeausführungen (vgl. Kap. 6) individuelle Anforderungen und Funktionalitäten.

4.1

Grundlagen und Wirkmechanismen

Vom Fahrer zu bedienende Betätigungssysteme für die Elemente der Leistungsübertragung müssen bei Handschaltgetrieben vor allem nach Kraftverlauf, Kraftniveau und Dosierbarkeit (vgl. Kap. 3) ausgelegt werden. Die dazu nötige Energie ist im Regelfall gering. Die für die Betätigung von automatisierten Getrieben benötigte Energie ist bei vielen Ausführungen die wesentliche Verlustquelle dieser Getriebe und beeinflusst daher maßgeblich deren Gesamteffizienz. So sind bei einem Stufenlosgetriebe die Verluste selbst optimierter Pumpen im Teillastgebiet höher als die Verluste des Umschlingungsvariators [1, 2]. Kraftschlüssige Elemente der Leistungsübertragung wie Reibkupplungen oder auf Reibung basierende Getriebe benötigen zur Erzeugung der Reibkraft eine Anpresskraft FN . Abb. 4.1 zeigt entsprechende Prinzipien. Wird die komplette Übertragungseinheit als unendlich steif angenommen, wird bei der Betätigung kein Weg zurückgelegt und daher auch keine Arbeit verrichtet. Ist bei Kupplungen ein Leerhub (wegen der Reduzierung der Schleppverluste im offenen Zustand) zu überbrücken und erfolgt die Krafteinleitung reibungsfrei, so ist bei einer Anpresskraft von null die Arbeit trotz des Wegs ebenfalls null. Abb. 4.2 illustriert die Unterschiede zwischen einer nahezu ideal steifen Charakteristik und einer Kupplungsbetätigung unter Berücksichtigung von Rückstellfeder und realen Elastizitäten der Bauteile. © Springer Fachmedien Wiesbaden 2016 177 R. Fischer et al., Das Getriebebuch, Der Fahrzeugantrieb, DOI 10.1007/978-3-658-13104-3_4

4

178

4


Eingangsscheibe

Abtriebsscheibe

F1 FR

F

F

F2 F

Abb. 4.1 Kraftschlüssige Leistungsübertragungen

Kraft

Kraft

Kupplungselastizität

Rückstellfeder

Hub

Hub

Abb. 4.2 Prinzipielle Kraft-Weg-Diagramme von Kuppplungen

Da dabei in der Regel Rückstellkräfte im Bereich des Leerhubs eingesetzt werden, muss doch Verstellarbeit geleistet werden. Anpresskräfte haben Verformungen zur Folge, bei einer Änderung der Kraft wird daher Arbeit verrichtet. Darüber hinaus treten im Übertragungsweg Reibkräfte auf und bei hohen dynamischen Anforderungen sind die Massenkräfte zu berücksichtigen. Die Anpressung kann mechanisch erfolgen (Federn, Nocken u. a.), hydrostatisch oder elektromagnetisch (Hubmagnet oder Elektromotor) oder durch Kombinationen hiervon. Die Kräfte können in der Kupplung erzeugt werden oder von außen eingeleitet werden. Auch bei Beibehaltung der Anpresskraft kann Betätigungsleistung auftreten, weil z. B. elektrische Aktuatoren zum Halten einer Position unter Belastung meist Ruheströme benötigen oder hydrostatische Übertragungen normalerweise Leckageverluste (bei Ventilen, Drehdurchführungen u. a.) aufweisen. Selbsthemmende Betätigungssysteme benötigen keine Energie zum Halten der Anpresskraft. In diesem Fall kann zur Reduktion von Betätigungsleistung eine entsprechende Überanpressung in Kauf genommen werden. Im Rahmen der Betriebsstrategie ist hier ein Kompromiss zu definieren, der neben den energetischen Betrachtungen z. B. auch die akustischen oder dynamischen Eigenschaften berücksichtigt.

4.1 Grundlagen und Wirkmechanismen

179

4.1.1 Reduzierung des Kraftbedarfs

FB

FR

Kraft

Die Anpressung kann über eine Keilwirkung entsprechend dem durchgeleiteten Drehmoment erzeugt oder verstärkt werden. Dies wird bei stufenlosen Getrieben und Allradkupplungen genutzt. Die Betätigungskraft kann auch in beliebiger Höhe kompensiert werden. Entsprechende Systeme können innerhalb oder sehr nah am Element der Leistungsübertragung angeordnet sein – z. B. in Kupplungen – oder in die Betätigungssysteme integriert sein. Innerhalb von Kupplungen kann mit entsprechenden Federkennlinien die Betätigungskraft beeinflusst werden. Abb. 4.3 zeigt beispielhaft die Abhängigkeiten zwischen Anpresskraft FN , Betätigungskraft FB und Betätigungsweg. Aus der Tellerfedercharakteristik wird nur ein sehr kleiner Teil des Kraft-Weg-Verlaufs genutzt, um für die Betätigungskraft sowohl bei vollständig geöffneter Kupplung als auch bei geschlossener Kupplung kleine Werte zu erhalten. Im Falle der Fußbetätigung lässt sich damit die Dosierbarkeit der Kupplung beeinflussen und optimieren. Eine Kompensation der Betätigungskraft außerhalb der Kupplung nutzt Gegenfedern, wobei die Kraft kinematisch über lineare oder nicht lineare Übertragung (z. B. variable Hebelarme, Kurvenscheiben) angepasst wird. Abb. 4.4 zeigt eine einfache Möglichkeit einer nicht linearen Kompensation. Eine Schraubenfeder ist kinematisch derart an das Kupplungspedal angebunden, dass sie zunächst eine zusätzliche Pedalkraft erfordert, nach einem kleinen Betätigungsweg diese jedoch reduziert, Aufgrund der veränderlichen Hebel im Betätigungsverlauf nimmt die Kraftunterstützung zunächst zu.

FR

FR

Weg 0

FB

FB

FR

FB

FR =ˆ M

0

Weg

Abb. 4.3 Kräfte an einer Kupplung mit Tellerfeder

0

Weg

4


Pedalkraft [N]

180

Pedalweg [mm] Pedalkraft ohne Pedalkraftkompensation Kraftverlauf der Schraubenfeder am Pedal Pedalkraft mit Pedalkraftkompensation (Summenkraft)

Abb. 4.4 Beispiel nicht linearer Kompensation

Anpressung

Anpressung & Verstellung

konventionelles System

Verstellung

LuK Doppelkolben

Abb. 4.5 Anpressungs- und Verstellungsvarianten bei Umschlingungsgetrieben

Alle diese Systeme können untereinander kombiniert werden, um die erforderlichen Betätigungskräfte zu reduzieren – sowohl für die manuelle Bedienung von Getrieben als auch mit allen Arten von Aktuatoren. Bei Reibradgetrieben (z. B. Toroid- und Kegelringgetriebe) erfolgt die Anpressung ohne Bewegung – außer elastizitätsbedingten Wegen –, nur die Verstellung ist mit Weg verbunden. Bei Umschlingungsgetrieben ist dies in der Regel anders gelöst, Anpressung

4.2 Übertragungselemente

181

Abb. 4.6 Prinzip der Anpressung durch Rampen

und Verstellung werden mit gleicher Aktuatorik (meist Druck) umgesetzt. Abb. 4.5a zeigt ein entsprechendes Schema. Prinzipiell kann dies auch getrennt erfolgen. In der Variante in Abb. 4.5b wird z. B. hydrostatisch mit dem linken Druckkreislauf angepresst, verstellt wird über das rechte System. Der linke Kreislauf benötigt bei gleicher Kolbenfläche beider Kegelscheiben keine Ölvolumen (außer den Leckagemengen) und daher keine Leistung. Das rechte System benötigt nur beim Verstellen Leistung. Die Anpresskraft kann auch mechanisch über Rampen erzeugt werden (z. B. Kegelringgetriebe). Die Kraft ist dabei je nach Rampenwinkel direkt proportional zum Drehmoment. Abb. 4.6 illustriert das Wirkprinzip der Anpressung über Rampen. Die benötigte Kraft ist aber übersetzungsabhängig oder kann mit größerem Wirkradius bei gleichem übertragbarem Drehmoment kleiner werden. Ist ein (konstanter) Rampenwinkel für die größte Umfangskraft (bei kleinstem Radius) ausgelegt, ist bei größerem Radius Überanpressung mit höheren Verlusten die Folge.

4.2 Übertragungselemente 4.2.1

Kraftübertragung von stehenden auf drehende Elemente

Wenn die Betätigungskraft über das Gehäuse als stehendes Element geleitet wird, erfolgt die Kraftübertragung auf das rotierende Teil über Lager. Die Größe der Kraft und die Dauer der Betätigung beeinflussen die Lagerart. Für hohe Kupplungskräfte werden in der Regel Wälzlager verwendet (vgl. Abb. 4.8). Das Lager sollte dabei auch unbelastet kinematisch einwandfrei laufen, was z. B. durch eine Anlegefeder erreicht wird. Bei kurzzeitigen und niedrigeren Kräften sind auch Gleitlager im Einsatz (z. B. Schaltschwinge (vgl. Abb. 4.9)). Bei der hydrostatischen Betätigung wird der Öldruck in die rotierende Kupplung geleitet. Im Übergang zwischen Gehäuse und rotierendem Teil sind zur Begrenzung der Leckage Dichtringe üblich. Abb. 4.7 zeigt einen möglichen und üblichen Aufbau eines Dichtungssystems für entsprechende Drehdurchführungen [3]. Der Differenzdruck presst dabei den Dichtring gegen die abzudichtende Fläche. Die Relativbewegung wird (ohne Mitnahme) von den Reibflächenunterschieden bestimmt.

182

4


Symmetrieachse Kolbendichtung Dichtkörper

Gehäuse Anlegekraft Nebenabdichtung Fluid p1

Dichtflächen

Bewegungen Dichtspalt Symmetrieachse Stangen- und Wellendichtung

Abb. 4.7 Dichtungssystem einer Drehdurchführung

Aus Verschleißgründen empfiehlt es sich daher, die Flächen so auszulegen, dass die Relativbewegung an der Fläche stattfindet, die glatter (hoher Flächentraganteil) herstellbar ist. In Umfangsrichtung ist der Dichtkörper an mindestens einer Stelle unterbrochen, um Toleranzen und Wärmeausdehnungen ausgleichen zu können. Der entsprechende Spalt bestimmt die Leckage. Um die Reibungsverluste klein zu halten, sollte die Dichtfläche (insbesondere der Durchmesser) so klein wie möglich sein.

4.2.2

Ein- und Ausrücksysteme

Ein- und Ausrücksysteme übertragen die Betätigungskräfte und -wege an Kupplungen. Neben der Hauptaufgabe, eine variable axiale Kraft zu übertragen, muss auch ein Ausgleich von Achsversatz möglich sein. Abb. 4.8 zeigt ein mechanisches Ausrücksystem. Das System ist auf einem Führungsrohr montiert, das in der Kupplungsglocke fixiert wird. Das Lager wird axial in Richtung der Kupplung verschoben, um das übertragbare Moment der aktiv zu öffnenden Kupplung abzubauen.

4.2 Übertragungselemente Abb. 4.8 Ausrücksystem einer Trockenkupplung

183 Faltenbalg

Armierte Dichtung

Vollkunststoffgehäuse

Ausrücklager

4.2.3 Innere Schaltungen Um die Synchronisierungen zu betätigen, werden Schaltsysteme verwendet, welche durch den Fahrer mittels Schalthebel oder durch die Getriebeaktuatorik betätigt werden. Dabei greift eine Schaltgabel oder Schaltschwinge in die Nut der Schiebemuffe einer Synchronisationseinheit oder Klauenschaltung. Mittels einer Schaltstange wird die Wähl- und Schaltbewegung am Schalthebel auf die Schaltgabeln übertragen. So bewirkt z. B. eine Querbewegung des Schalthebels bei Getrieben in Längsbauweise (vgl. Abschn. 6.1.1) eine Verdrehung der Schaltstange (Wählbewegung, Wahl der Schaltgasse). Die Längsbewegung des Schalthebels (Schaltbewegung entlang einer Schaltgasse) bewirkt eine Längsverschiebung der Schaltstange. Je nach Drehwinkel der Schaltstange wird die entsprechende Schaltgabel bewegt und die zugehörige Schiebemuffe verschoben. Abb. 4.9 zeigt exemplarisch eine solche Schalteinrichtung für ein Getriebe in Längsbauweise. Die Schaltbarkeit wird wesentlich von der inneren Schaltung, den Synchronisationseinheiten und der äußeren Schaltung beeinflusst (die gesamte Anbindung bis zum Wählhebel). Bei der Auslegung sind daher Reibungen und Spiele zu optimieren, auch die Trägheiten des Systems sind relevant. Zur Sicherstellung, dass zu jeder Zeit nur ein Gang geschaltet ist, kommen entsprechende mechanische Sperren oder Verriegelungen zum Einsatz. Mit Rastierungen werden die Positionen in den einzelnen Schaltzuständen fixiert, die Weg-Kraft-Charakteristik ist in die Schaltbarkeitsabstimmung mit einzubeziehen. Fallweise werden Kulissen eingesetzt, die die Schaltbewegungen führen, teilweise sind solche im Wählhebel integriert. Heutige Systeme von Handschaltgetrieben haben eine einzelne Schaltwelle als Schnittstelle zur Übertragung zum Wählhebel (vgl. Abb. 4.30) [4]. In Falle von Längsgetrieben, bei denen das Getriebe annähernd unter dem Wählhebel angeordnet ist, werden Zug-

184

4


Zentralschaltwelle

Sperrträger

Schaltschwinge R-Gang

Kulissenstift Kulisse Arretierung

Schaltgabel 1./2. Gang Schaltschwinge 3./4. Gang Wählschwinge

Schaltstange

Schaltschwinge 5./+6. Gang

Abb. 4.9 Schaltstange mit Schaltgabeln und Schiebemuffen eines Handschaltgetriebes [4]

Druck-Stangen als Verbindung zum Wählhebel eingesetzt. Bei Getrieben in Querbauweise werden Seilzüge zur Anbindung verwendet. In diesem Fall ist die zentrale Schaltwelle der inneren Schaltung quer zu den Wellenachsen angeordnet, somit ist die Wählbewegung eine translatorische, die Schaltbewegung eine rotatorische Bewegung. Bewährt haben sich gebaute Systeme aus entweder Gussteilen oder entsprechend verschweißten, umgeformten Blechen. Die Lagerung der Schaltstangen erfolgt durch Gleitlager, teilweise aufwendiger durch Wälzlagerung. Im Falle der Automatisierung ergeben sich für die innere Schaltung in Abstimmung mit der Aktuatorik veränderte Bauformen. Die Bedienung der einzelnen Schaltgabeln kann individuell erfolgen und die Anforderungen an Kulissen, Rastierungen und Reibungen können meist zurückgenommen werden.

4.3

Kühlung und Schmierung

Zahnräder, Lager, Schaltelemente und dynamische Dichtungen müssen geschmiert und gekühlt werden. Die Komplexität des Schmier- und Kühlkreislaufs richtet sich nach dem Getriebetyp. Während bei Handschaltgetrieben, automatisierten Handschaltgetrieben und trockenen Doppelkupplungsgetrieben Zahnräder und Lager meist durch Tauchund Planschschmierung geschmiert werden, müssen beispielsweise bei allen Getrieben mit nassen Kupplungen diese zusätzlich gekühlt werden. Die Versorgung mit Schmierund Kühlöl erfolgt in diesen Fällen durch eine Hydraulikpumpe (vgl. Abschn. 4.5.1). Die Schmierung führt regelmäßig zu Verlusten, im Falle von Tauch- und Planschschmierung sind sie oft schwer von den Verzahnungsverlusten zu trennen. Wird der notwendige Schmierfilm gezielt auf die Kontaktstellen aufgebracht, sind die Mengen sehr

4.3 Kühlung und Schmierung

185

gering und daher ist die dort dissipierte Leistung nahezu vernachlässigbar. Die sogenannte Einspritzschmierung wird beispielsweise gezielt an Zahnradpaarungen angewendet, um Zahnflankenreibungen zu senken. Bei allen Systemen mit Kühlungsbedarfen ist der Einsatz der Einspritzschmierung (Trockensumpf) aus wirkungsgradtechnischen Gründen vorteilhaft. Die Pumpe kann entsprechend dimensioniert werden, um den Radsatz bedarfsgerecht zu schmieren. Die Bestimmung von Menge und Verteilung des Schmierstoffs ist eine zentrale Entwicklungsaufgabe. Dabei sind unterschiedlichste Betriebszustände zu berücksichtigen, z. B. muss sichergestellt sein, dass unabhängig von fahrdynamischen Einflüssen oder Fahrbahnneigungen die Ölversorgung und Schmierung immer gewährleistet ist. Im Fall einer Zwangsschmierung und -kühlung bedeutet das z. B., dass die Pumpe keine Luft saugt. Zu optimieren ist auch das Aufwärmverhalten des Getriebes. Die Temperaturabhängigkeit der Viskosität des Schmiermittels führt zu erhöhten Verlusten bei niedrigen Temperaturen. Die Optimierung der Beölung erfolgt in der Regel versuchstechnisch. Die Optimierungen einer Tauch- und Planschschmierung erfolgt hauptsächlich im Hinblick auf die Ölmengen, die Gestaltung der Gehäuse und Ölführungen. Letztere können beispielsweise in die Innenkontur der Gehäuse integriert oder durch einfache zusätzliche Bauteile dargestellt werden. Zu versorgen sind insbesondere auch die Nadellager unter den Losrädern und die Synchronisationseinheiten. Dazu erfolgt eine Ölführung auch durch die Getriebewellen mit entsprechenden Ölbohrungen. Letztlich ist auch sicherzustellen, dass die Radialwellendichtringe im Betrieb mit Öl versorgt werden. Die durch die Elemente der Leistungsübertragung und gegebenenfalls der Betätigungssysteme generierten Verluste fallen in Form von Wärmeleistung an. Diese Wärme wird über Wärmeleitung und Konvektion an die Umwelt abgegeben, Strahlung ist zu vernachlässigen. Zu einer Verbesserung der Konvektion werden bei Bedarf Kühlkreisläufe benutzt. Dies gilt insbesondere für alle Systeme mit nassen Lamellenkupplungen, aber z. B. auch für die Zahneingriffe bei Handschaltgetrieben im Nutzfahrzeugbereich. Bei gegebenem Wärmeanfall bestimmt die Kühlmittelmenge mit der spezifischen Wärmekapazität die Temperaturdifferenz zwischen Eintritt und Austritt. Die lokale Spitzentemperatur wird dabei vom Wärmeübergang und dem Verlauf über die Fläche bestimmt. Diese ist ausschlaggebend für die maximale Beanspruchung. Ein optimierter Wärmeübergang kann daher die notwendige Kühlleistung deutlich reduzieren. Insgesamt bestimmt sich die hydraulische Leistung aus Druckdifferenz und Menge. Bei angenommenen 6 l/min und einem Förderdruck von 1,5 bar beträgt sie 15 W. Bedarfsgerecht angeboten ist sie daher sehr niedrig (vgl. Abschn. 4.8). Ein aktives Kühlsystem besteht mindestens aus einer Pumpe (vgl. Abschn. 4.5.1), den entsprechenden Leitungen und einem Wärmetauscher. Traditionell handelt es sich insbesondere bei Stufenautomaten um einen Öl-Luft-Wärmetauscher, der unterhalb des Fahrzeugkühlers angebracht ist oder mit diesem eine Baueinheit bildet. Manche Konzepte verwenden Öl-Wasser-Wärmetauscher, die am Getriebe verbaut sind und an das fahrzeugseitige Kühlsystem angeschlossen sind.

186

4


Üblicherweise wird eine Umgehung durch ein Thermostatventil vorgesehen, da bei kaltem Öl das Aufwärmen des Getriebes unnötig verlangsamt würde. Mit einem Thermomanagement kann beispielsweise beim Kaltstart das Getriebe schneller erwärmt werden.

4.4 Anforderungen an Servo- und Automatisierungssysteme Während bei einer manuellen Getriebebetätigung der Fahrer sowohl den Weg als auch die Kraft aufbringt, müssen bei einem automatisierten Getriebe Stellglieder diese Aufgabe übernehmen. Servo-Systeme (unterstützende Systeme) sind aus dem Nutzfahrzeugbereich bekannt, der Fahrer initiiert die Betätigung, muss aber nur einen kleinen Anteil der Kraft selbst aufbringen. Für Pkw-Anwendungen wird für diese Lösung der Aufwand im Vergleich zum Nutzen als zu groß bewertet, der verbleibende Schritt zur vollständigen Automatisierung ist so klein, dass die zusätzliche Funktionalität immer genutzt wird. Folgende Anforderungen sind zu beachten:

Bauraum (Nähe zum Stellglied) Schwingungen Verluste (Reibung, Leckage – Verbrauch) Dynamik (hohe Dynamik gewünscht) Genauigkeit (hohe Stellgenauigkeit gewünscht) Temperatur (Tieftemperatur, Hochtemperatur) Verfügbarkeit und Ausfallsicherheit Sicherheits- und Notlauffunktionen sowie Notbetätigungen Schmutzempfindlichkeit elektromagnetische Verträglichkeit Kosten Gewicht Montage und Wartung

Bei der Auswahl der Betätigungssysteme ist auch immer zu berücksichtigen, welche Energieformen neben den mechanischen der VKM und der elektrischen noch zur Verfügung stehen, die mit Synergien genutzt werden können. So bietet sich die pneumatische Betätigung bei Nutzfahrzeugen an, da die Bremssysteme schon pneumatisch arbeiten.

4.5

Hydraulische Betätigung

Die hydraulische Betätigung hat im Pkw-Bereich die größte Verbreitung und kommt bei allen automatisch schaltenden Getriebetypen zur Anwendung. Sie hat eine lange Tradition und erst in jüngster Zeit mit der elektromechanischen Betätigung im Pkw-Bereich

4.5 Hydraulische Betätigung

187

einen Wettbewerber bekommen. Die ersten Stufenautomaten hatten eine rein hydraulischmechanische Steuerung, aus der sich die vollelektronische erst entwickelt hat, mit der Motivation, Verbrauch und Komfort zu verbessern. Die wesentlichen Vorteile der hydraulischen Betätigungen sind die hohe Leistungsdichte und die Flexibilität und Kompaktheit bei der Verteilung der Leistung an die Stellen, an denen sie benötigt wird. Auch die Synergie mit dem Kühlungssystem stellt einen Vorteil dar – allerdings wird an späterer Stelle gezeigt, dass dies im Hinblick auf den Verbrauch nicht optimal ist. Es ist durchaus üblich und Stand der Technik insbesondere bei Stufenautomaten und den meisten Doppelkupplungsgetrieben, einen einzigen Ölhaushalt für das gesamte Getriebe zu realisieren, d. h., das Fluid wird für die Schmierung der Verzahnungen, die Kühlung von Wandler und Kupplungen und für das Betätigungssystem eingesetzt – trotz teilweise gegenläufiger Anforderungen. Alternativ werden zwei unterschiedliche Ölsorten in einem Getriebe eingesetzt.

4.5.1

Pumpen

Pumpen wandeln mechanische Leistung in hydraulische Leistung (Druck und Volumenstrom) um. Ihr Antrieb erfolgt in den meisten Fällen direkt von der VKM, insbesondere wenn die Pumpe sowohl für Kühlungs- und Schmierungsaufgaben als auch für Betätigungsaufgaben eingesetzt wird. Bei elektrohydraulischen Systemen (vgl. Abschn. 4.5.5) erfolgt der Antrieb der Pumpe durch eine Elektromaschine. Grundlagen und Charakteristika Die in Fahrzeuggetrieben eingesetzten Pumpen arbeiten nach dem Verdrängerprinzip, durch sich abwechselnd vergrößernde und verkleinernde Räume wird das Fluid von der Saugseite zur Druckseite gefördert [5]. Dabei treten volumetrische (Rückflüsse zur Saugseite oder zum Tank, Füllungsverluste und Kompressionsverluste) und hydraulisch-mechanische Verluste auf (Strömungsverluste, Reibungsverluste). Aufgrund der volumetrischen Verluste wird für eine gegebene Druckdifferenz zwischen Saugseite und Druckseite eine Mindestdrehzahl benötigt, um überhaupt Fluid zu fördern. Die Verbesserung der Wirkungsgrade stellt einen Zielkonflikt dar. Die Verminderung der volumetrischen Verluste durch engere Spalte, längere Dichtbereiche u. a. führt zu einer Erhöhung der hydraulisch-mechanischen Verluste. Da Öl wenig kompressibel ist, müssen bei manchen Prinzipien Quetschquerschnitte vorgesehen werden, die den volumetrischen Wirkungsgrad vermindern. Das ist z. B. bei Zahnradpumpen der Fall, wenn eine verzahnungstechnische Überdeckung zwischen Druck- und Saugbereich von mehr als 1 vorliegt. Die mechanischen Verluste sind entsprechend den Newton’schen Schubspannungen von den Spalten, der Differenzgeschwindigkeit und der benetzten Oberfläche abhängig: Der größte Durchmesser ist daher bestimmend.

188

4


Bei der Auswahl der Pumpenbauart sind die folgenden Kriterien zu berücksichtigen, wobei die Gewichtung der Leistungsaufnahme eine immer wichtigere Rolle einnimmt, um das Ziel, möglichst effiziente Automatikgetriebe zu entwickeln, zu unterstützen:

Gesamtleistungsaufnahme Volumetrischer und hydraulisch-mechanischer Wirkungsgrad Systemdruckbereich (Maxima von etwa 10 bar bis 80 bar) Volumenstromanforderungen (1,5 l/min bis 40 l/min) Pumpendrehzahl, Kavitationsdrehzahl (nmax von ca. 5000 bis 11.000 U/min) Temperaturbereich Druckpulsation Geräuschentwicklung Bauraum Kosten

Je nach Art des Automatikgetriebes (Doppelkupplungsgetriebe mit Trocken- oder Nasskupplungen, Planetengetriebe, stufenlose Getriebe) als auch durch den Einsatz unterschiedlicher Hydrauliksystemkonzepte sind die Anforderungen speziell für die Auswahlkriterien sehr unterschiedlich. Daraus resultiert, dass in Automatikgetrieben verschiedene Pumpenbauarten eingesetzt werden, vorzugsweise Gerotorpumpen, Innenzahnradpumpen, Außenzahnradpumpen, Radialkolbenpumpen und Flügelzellenpumpen. Pumpen mit konstantem Fördervolumen Für Zahnradpumpen gilt, dass ihr Verdrängungsvolumen der Summe der eintauchenden Zahnvolumina entspricht. Einerseits werden die mechanischen Verluste durch die Berührflächen und die Spalte mit dem wirksamen Reibradius durch die Newton’schen Scherspannungen bestimmt. Große Durchmesser sind daher nachteilig. Andererseits hängt der volumetrische Wirkungsgrad von den Druckgefällen (eventuell Kataraktwirkung) und Dichtspalten ab. Für beide Anforderungen muss ein Kompromiss gefunden werden, der auch von der Fertigungsgenauigkeit bestimmt ist. Zwischen Zahn und Zahnlücke kann im Umlauf lokal Öl „eingesperrt“ sein, sodass es weder zum Saug- noch zum Druckraum strömen kann. Diese Quetschung wird durch Nuten mit variablem Querschnitt im Gehäuse vermieden. Die Druckpulsation wird vom Verlauf der eintauchenden Querschnitte im Umlauf bestimmt. Die Außenzahnradpumpe wird meist über eine eigene Welle (z. B. mit einem Kettenantrieb) angetrieben. Abb. 4.10a zeigt ihr Funktionsprinzip. Die Innenzahnradpumpe, auch Mondsichelpumpe genannt [6], hat durch einen besseren volumetrischen Wirkungsgrad aufgrund geringerer Leckageverluste und einer schwächeren Pulsation große Vorteile. Nachteilig sind der größere Außendurchmesser und die damit verbundenen größeren Reibflächen, was den Wirkungsgrad wieder verschlechtert.

4.5 Hydraulische Betätigung a

189 b

Außenzahnradpumpe

c

Mondsichelpumpe

Zahnringpumpe

Abb. 4.10 Gebräuchliche Pumpenprinzipien

Abb. 4.10b zeigt das Funktionsprinzip. Bei dieser Version einer Pumpe ist die koaxiale Anordnung besonders leicht möglich. Die Zahnringpumpe – Innenzahnradpumpe mit Trochoidenverzahnungen (Abb. 4.10c) – weist eine hohe Bauraumeffizienz auf. Ihr mechanischer Wirkungsgrad ist wegen der kleineren Reibfläche ebenfalls besser. Nachteilig jedoch ist der schlechtere volumetrische Wirkungsgrad. Die hohen Genauigkeitsanforderungen wirken sich negativ in Hinsicht auf die Herstellung des Bauteils aus. Die Flügelzellenpumpe (Abb. 4.11) wird mit einem günstigeren Wirkungsgrad betrieben (sie wird üblicherweise für Servolenkungen verwendet). Die koaxiale Anordnung auf einer Eingangswelle eignet sich weniger als die Ausführung als Kompaktpumpeneinheit („off axis“). Abb. 4.12 zeigt eine zweistufige Ausführung einer Flügelzellenpumpe [2], wobei über ein hydraulisches Ansteuersignal eine Förderstufe deaktiviert werden kann, d. h., die Druckseite dieser Stufe wird zum Tank oder Sumpf verbunden (Schaltzustand 1). Aufgrund des symmetrischen Aufbaus wird der geförderte Volumenstrom dann halbiert. Die Abschaltung der zweiten Förderstufe ermöglicht eine Treibstoffersparnis in der zugrunde liegenden Anwendung von etwa 0,7 %.

Abb. 4.11 Prinzip einer Flügelzellenpumpe

190

4 Schaltzustand 1


Schaltzustand 2 Systemdruck

Systemdruck

T≤ 90 °C Hochdruck

T> 90 °C Niederdruck

Abb. 4.12 Zweistufige Flügelzellenpumpe

Pumpen mit variablem Fördervolumen Die bisher vorgestellten Pumpen weisen ein konstantes Fördervolumen auf und sind üblicherweise mechanisch von der VKM angetrieben, die Pumpendrehzahl ist somit proportional zur Motordrehzahl. Entsprechend variiert auch das Fördervolumen, z. B. werden bei einer Pumpengröße von 14 cm3 je Umdrehung und einer Drehzahlspanne von 500 bis 8500 U/min zwischen ca. 7 und mehr als 100 l/min gefördert. Bei Motorstillstand findet keine Förderung statt und der Systemdruck bricht zusammen (nachteilig bei einem StartStopp-System, vgl. Abschn. 7.3.1). Die Volumenstromanforderungen aus dem Hydrauliksystem sind bei niedrigen Motordrehzahlen zum Teil meist höher und bei hohen Drehzahlen deutlich niedriger als das Fördervolumen der Pumpe, also dem Angebot der Pumpe genau entgegengesetzt. Überschüssiges Öl muss bei hohen Motordrehzahlen zurückgeleitet werden, ein erheblicher Leistungsanteil der Ölförderung und Druckerzeugung ist damit den Verlusten zuzurechnen. Eine Pumpe mit variablem Fördervolumen verbessert die Situation. Dabei sind jedoch die mechanischen Verluste zu beachten. Axialkolbenpumpen werden in langsameren Fahrzeugen wie Traktoren oder Baumaschinen eingesetzt. Die Variation der Fördermenge erfolgt über die Verstellung des Winkels ˛. Je größer der Winkel, desto größer ist der Volumenstrom. Abb. 4.13 zeigt Beispiele von Axialkolbenpumpen. Die Anwendung eignet sich besonders auch für leistungsverzweigte Stufenlosgetriebe, in diesem Fall als Teil der Leistungsübertragung für den Fahrantrieb. In Abschn. 8.4 ist ein entsprechendes Ausführungsbeispiel gezeigt. Axialkolbenpumpen zeichnen sich durch einen guten volumetrischen Wirkungsgrad aus, die Dichtflächen sind einfach zu gestalten und relativ kurz. Negativ sind die Pulsationen gegenüber anderen Bauarten und sie sind daher akustisch sensibler.

4.5 Hydraulische Betätigung Konstant

191 Variabel

Abb. 4.13 Axialkolbenpumpen Abb. 4.14 Regelbare Außenzahnradpumpe

An regelbaren Außenzahnradpumpen wird eines der Pumpenzahnräder durch einen hydraulischen Steuerdruck gegen eine Feder verschoben, sodass wegen der geringeren wirksamen Zahnbreite das Fördervolumen reduziert wird. Für das in Abb. 4.14 gezeigte Beispiel einer derartigen Pumpe kann das Fördervolumen stufenlos auf bis zu 30 % der maximalen Förderleistung reduziert werden.

4.5.2

Ventile zur Steuerung und Regelung

Ventile haben die Aufgabe, den Betätigungselementen die notwendigen hydraulischen Leistungen bzw. Drücke zuzuteilen. Dabei wird analog zu den in Abschn. 3.1.2 eingeführten Aufgaben zwischen einfachem Schalten und Modulieren unterschieden. Proportionaldruckregler Proportionalventile arbeiten mit einem Kräftegleichgewicht von Druckfeder, Regeldruck und einer steuernden Kraft, die entweder selbst ein Druck ist (Steuerdruck) oder von einem Elektromagnet aufgebracht wird. Reibungseinflüsse können durch Pulsationen (Dither) reduziert werden. Der wirksame Hydraulikdruck wird über zwei Arten beeinflusst: Zwei-

192 Abb. 4.15 Proportionalventil mit Zweikantensteuerung (Direktsteuerungsventil)

4


FFeder

FHydr.

Leckage Arbeitsdruck

Auslass

Magnet

FMagnet

Steuerdruck FHydr. = FFeder + FMagnet

kantensteuerung und Einkantensteuerung. Um den Einfluss der wegabhängigen Öffnungsquerschnitte gering zu halten, muss die magnetische Charakteristik entsprechend gestaltet werden. Dabei ist jedoch die Schwingungsempfindlichkeit über den genutzten Bereich zu beachten. Öffnungsquerschnittsverlauf, Magnetkraftverlauf und Federsteifigkeit müssen auf die Charakteristik des zu betätigenden Systems abgestimmt sein. Um mit kleineren Magnetkräften auszukommen, wirkt oft der geregelte Druck auf eine Differenzfläche. Der Ölbedarf ist vom Einsatzkollektiv und der Kennlinie (steigend oder fallend) abhängig. Abb. 4.15 zeigt ein Ventil mit Zweikantensteuerung. Dabei wirkt das Prinzip Druckwaage – wird der gewünschte Druck auf die Differenzfläche zu groß, bewegt sich das Ventil nach rechts, der Zufluss wird reduziert, der Abfluss (zum Tank) vergrößert. Die Gestaltung der „Steuerkanten“ von Ventil und Bohrung definiert das Verhalten. Das Spiel zwischen Ventilkolben und Bohrung bestimmt außerdem die Leckagen zum Tank. Abrieb kann sich in den Spalten ablagern, besonders bei unterschiedlichem Ausdehnungsverhalten zwischen Ventil und Bohrung kann die Reibung bis hin zum Klemmen, insbesondere bei tiefen Temperaturen, ansteigen. Das elektrische Eingangssignal (Strom) ist bei dieser Ventilart proportional zum Ausgangssignal (Druck). Der Vorteil ist, dass der geregelte Druck nahezu unabhängig von der Druckdifferenz über das Ventil ist, d. h., der Eingangsdruck kann variieren, ohne Einfluss auf den Ausgangdruck des Ventils zu nehmen, solange der Eingangsdruck höher ist als

Abb. 4.16 Proportionalventil mit Einkantensteuerung (Vorsteuerventil)

System pressure Solenoid FSpring FHydr.

Leakage Control pressure FMagnet Exhaust FHydr. = FSpring - FMagnet


193

der geforderte Ausgangsdruck. Der Nachteil gegenüber hydraulisch vorgesteuerten Ventilen ist, dass die Betätigungskräfte bezogen auf den Umfang deutlich geringer sind und dadurch diese Bauart empfindlicher auf verunreinigtes Öl reagiert. Ein Proportionalventil mit Einkantensteuerung zeigt Abb. 4.16. Der Zuflussquerschnitt ist dabei unveränderlich (Blende), der Zuflussdruck sollte daher eher konstant sein. Beispielsweise verändert sich der geregelte Druck eines ausgeführten Ventildesigns um ca. 0,1 bar bis 0,3 bar bei 1 bar Eingangsdruckänderung. Die Gestaltung des Ventilsitzes bestimmt mit der Magnetkennlinie und der Federsteifigkeit die Stabilität des geregelten Drucks. Die Ausführung als Sitzventil macht das Ventil robuster gegenüber kontaminiertem Öl, allerdings bleibt die Empfindlichkeit gegenüber Spänen. Diese Ventile eignen sich besser als Vorsteuerventile, sie brauchen für diesen Einsatz nur geringe Durchflussmengen zu beherrschen. Durch das Regelungsprinzip, dass der für die Druckregelung erforderliche Volumenstrom über den Tankanschluss des Ventils abgeführt wird, ist diese Art der Druckregelung insbesondere bei größeren Durchflussmengen stark verlustbehaftet. Schaltventile Ein Schaltventil ist ein elektrisch angesteuertes hydraulisches Ventil mit lediglich zwei Schaltstellungen. Manchmal werden diese als Sitzventile ausgelegt, um die Systemverluste zu reduzieren sowie um Bauraum und Kosten im Vergleich zu einer Schieberventilausführung einzusparen.

4.5.3 Weitere Komponenten Dieser Abschnitt behandelt Hydrauliköl, Filtersysteme und Blenden als weitere Komponenten der hydraulischen Betätigung. An das Öl in einem offenen Hydraulikkreislauf werden sehr hohe Anforderungen gestellt, da das Öl für die aktive Kupplungskühlung, das Beölen des Radsatzes und für das Hydrauliksystem verwendet wird. Die einzelnen Komponenten erfordern dabei teilweise gegensätzliche spezifische Öleigenschaften. Entscheidend für das Hydrauliksystem ist die temperaturabhängige Viskositätskennlinie. Die Druckabhängigkeit der Viskosität kann wegen des genutzten Druckbereichs von weniger als 100 bar vernachlässigt werden. Die kinematische Viskosität sollte bei maximaler Öltemperatur nicht zu niedrig sein, um den Systemverlust in Grenzen zu halten und um einen erhöhten Verschleiß an bewegten Teilen wegen der verringerten Schmierwirkung des Öls zu verhindern. Zudem ist darauf zu achten, dass die Viskosität bei tiefen Öltemperaturen stark ansteigt und dadurch die Dynamik des Systems deutlich abnimmt. Um die Eigenschaften des Öls an die vielfältigen Anforderungen anzupassen, werden Additive verwendet (typische ATF-Öle insbesondere für den Reibwertverlauf). Das Filtersystem soll eine möglichst große Abscheiderate von im Öl befindlichen Partikeln, deren mittlerer Durchmesser sich mit seinem Wert lediglich im Mikrometerbereich

194

4


befindet, erlauben. Je nach Ausführung des Getriebes variiert die Ausführung des Filtersystems. In stufenlosen Getrieben mit Band oder Kette kommt es zu weitaus mehr Verschleiß als in Stufengetrieben (bei geeigneter Auslegung und „sauberer“ Fertigung praktisch ohne Abrieb). Hauptsächlich werden die folgenden prinzipiellen Ausführungen verwendet, meist auch kombiniert, um das Getriebe sauber zu halten. Saugfilter sind in der Ansaugleitung der Pumpe installiert. Ein niedriger Druckabfall ist gefordert, um eine möglichst hohe Kavitationsdrehzahl der Pumpe sicherzustellen, und das auch bei hoher Beladung mit Schmutzpartikeln, da in der Regel der Saugfilter kein Serviceteil ist und für die gesamte Lebensdauer des Fahrzeugs ausgelegt wird. Um dies zu gewährleisten, wird in der Regel nur der in den Sumpf zurückströmende Teil des Öls gefiltert (genutzte Menge inklusive Leckagen) und das überschüssige Öl direkt zwischen Filter und Saugseite der Pumpe eingeleitet. Das Filtermedium ist nach dem Prinzip der Tiefenfiltration ausgelegt, mit einer möglichst hohen Abscheiderate für Partikelgrößen von 40 m bis 60 m. Um die Anforderungen zu erfüllen, kommen Filterflächen von etwa 300 bis 500 cm2 für einen Volumenstrom über den Saugfilter von maximal 35 l/min zum Einsatz. Da dies aber für die feinen Spalte der Steuerungsventile nicht reicht, werden Saugfilter in diesen Fällen mit weiteren Maßnahmen zur Filtration kombiniert. Druckfilter werden in der Regel als Nebenstromfilter mit einem Bypass-Ventil auslegt. Mit einem definierten Druckdifferenzbereich über den Filter wird das Öl durch das Filtermedium gepresst. Dadurch kann eine hohe Abscheiderate auch für sehr kleine Schmutzpartikel von bis zu 5 m erreicht werden. Hierbei ist zu beachten, dass eine sehr feine Filterung die chemische Zusammensetzung des Öls verändern kann, indem auch große Molekülketten, die als Additive im Öl verwendet werden, herausgefiltert werden. Zusätzlich zu den genannten Filtern werden Magnetabscheider verwendet. Sie filtern nur dann wirksam magnetische Partikel aus dem Öl, wenn die Ölgeschwindigkeit am Magnet klein ist. Ebenfalls im Ölsumpf und im Gehäuse werden Ablagerungsbereiche vorgesehen. Ähnlich wie beim Magnetabscheider muss die Strömungsgeschwindigtkeit des Öls gering sein, damit Partikel und Verschmutzungen, die sich in diesen Bereichen bevorzugt sammeln sollen, nicht wieder mitgerissen werden. Wesentliche Basissteuerelemente eines Hydrauliksystems sind Blenden. Mit ihrer Charakteristik werden wichtige Funktionseigenschaften kalibriert. Blenden werden zur Volumenstromreduzierung und Volumenstromverteilung über eine Widerstandssteuerung und zur Schwingungsdämpfung eingesetzt. Eine ideale Blende ist eine plötzlich auftretende Restriktion in einem rotationssymmetrischen Kanal in Form einer Bohrung mit einer möglichst geringen Bohrungslänge, idealerweise 0 mm, wobei das Verhältnis von Blendendurchmesser zu Kanaldurchmesser kleiner als 0,2 ist. Abweichungen von der idealen Blende sind üblich und werden über experimentell ermittelte Korrekturfaktoren berechnet. Eine Sonderform von Blenden sind sogenannte Drosseln, die neben einem definierten Durchmesser auch eine definierte Länge der Blende besitzen. Je kleiner das Verhältnis von Durchmesser zu Länge wird, umso größer wird die Temperaturabhängig-


195

keit des Volumenstroms durch die Drossel, weshalb es sich anbietet, diese Blendenart für eine temperaturabhängige Volumenstromsteuerung einzusetzen.

4.5.4

Regelungs- und Steuerungssubsysteme

Zu den Aufgaben, die vom Hydrauliksystem übernommen werden, zählen die Systemdruckregelung, Kupplungsansteuerung, Schaltsystemansteuerung und Kupplungskühlung. Für diese Zwecke sind Blenden und Ventile zusammen in einer Baueinheit – oftmals mit integrierter Elektronik – angeordnet, dem Ventilblock (Abb. 4.17). Die Elektromagnete für die Ansteuerung sind rechts und links verbaut. Auf geringe Verformung ist zu achten, um die Freigängigkeit der Ventile zu garantieren. Systemdruckregelung Das Herzstück eines Hydrauliksystems ist die Systemdruckregelung (Abb. 4.18), da diese das Eingangssignal für alle weiteren hydraulischen Steuerungselemente ist. Die Aufgabe ist, den angeforderten Druck und Volumenstrom für alle Subsysteme bereitzustellen. Dies wird durch eine Priorisierung erreicht: zunächst für Anpressung und dann für Kühlung und Schmierung. Um Druckeinbrüche bei Volumenstromanforderungen zu vermeiden, ist es notwendig, die Volumenstromverteilung so zu regeln, dass eine positive Volumenstrombilanz in jeder Betriebssituation besteht, in Abhängigkeit vom stark variierenden Fördervolumen der vom Verbrennungsmotor angetriebenen Ölpumpe und den unterschiedlichen Volumenstromanforderungen der einzelnen hydraulischen Verbraucher. Über das Kräftegleichgewicht der auf den Steuerschieber wirkenden Kräfte wird die Regelposition des Steuerschiebers bestimmt, und über die axiale Anordnung der Steuer-

Abb. 4.17 Ventilblock eines Doppelkupplungsgetriebes

196

4


Abb. 4.18 Beispiel einer Systemdruckregelung

kanten wird eine Priorisierung der Volumenströme erreicht. Die zweite Priorität wird für die Kupplungskühlung verwendet, und falls der Systemdruck noch weiter steigt, weil die Pumpe mehr Öl in das System fördert, als über die Verbraucher abgegeben wird, bewegt sich der Schieber nach rechts gegen die Feder bis das Kräftegleichgewicht erreicht ist. Dabei wird dann der Kanal mit der dritten Priorität geöffnet, zur Rezirkulation des überschüssig geförderten Volumenstroms direkt in den Ansaugbereich der Ölpumpe. Auslegungsbeispiel: Mit einem Differenzialflächenverhältnis am Steuerschieber von 2 W 1 zwischen Systemdruck und Vorsteuerdruck lässt sich mit einem geregelten Vorsteuerdruckbereich von 0 bar bis 9 bar ein deutlich größerer Systemdruckbereich von 4 bar bis 22 bar regeln. Die untere Systemdruckgrenze von 4 bar ergibt sich aus der Sicherheitsanforderung, in jedem Systemdruckbereich die hydraulisch angesteuerten Ventile sicher schalten zu können. Die obere Systemdruckgrenze wird durch die maximal angeforderten Stellkräfte je nach Auslegung von der Kupplung oder vom Schaltsystem bestimmt. Kupplungsansteuerung Aufgabe der Kupplungsansteuerung ist die Kontrolle der Drehmomentübertragung und die Gewährleistung der Sicherheitsanforderungen. Für den Fall einer Fehlfunktion der Druckregler wird manchmal die Möglichkeit geboten, darauf zu reagieren, indem Sicherheitsventile geschaltet werden. Dabei werden unterschiedliche Anforderungen gestellt:

schnelles Füllen und Entleeren der Kupplungen Regelung der Kupplungen unabhängig voneinander dynamische Drehmomentregelung hohe Auflösung hohe Reproduzierbarkeit

In dem hier vorgestellten Beispiel (Abb. 4.19) wird für jede Kupplung ein direkt angesteuerter Proportionaldruckregler verwendet. Zudem wird jede Kupplung über ein Sicherheitsventil abgesichert, das, wenn es geschaltet wurde, die Kupplung öffnet. Die Sicherheitsventile sind durch Schaltventile vorgesteuert. Das Eingangssignal der Schaltventile sowie der Druckregler ist der Systemdruck. Dabei ist zu beachten, dass mit steigender Komponentenanzahl die Ausfallwahrscheinlichkeit meist steigt.

4.5 Hydraulische Betätigung Abb. 4.19 Beispiel einer Kupplungsansteuerung

197 Kupplung 2

Kupplung 1

Schaltsystemansteuerung Das in Abb. 4.20 gezeigte Schaltsystem kann bis zu acht Gänge schalten. Der Schaltaktuator zum Ein- und Auslegen der Gänge wird über hydraulisch angesteuerte Schaltventile ausgewählt. Aufgrund einer Gleichteilestrategie empfiehlt sich ein Regelkreis mit Proportionaldruckreglern und Linearsensoren für eine Volumenstromregelung zum Gangein- und -auslegen. Kupplungskühlung Das Ventildesign der hier vorgestellten Kupplungskühlungssteuerung (Abb. 4.21) stellt drei Funktionen – maximale, minimale, keine Ölkühlung der Kupplung – zur Verfügung. Das Schieberventil wird über ein Vorsteuerventil druckgeregelt angesteuert, und in Verbindung mit der wegabhängigen Rückstellkraft der Feder werden mit drei definierten Druckbereichen entsprechende drei Bereiche für die Schieberposition gestellt. Der Volumenstrom für die minimale Kühlung wird über eine dem Ventil nachfolgende Blende gesteuert.

Abb. 4.20 Beispiel einer Schaltsystemansteuerung

198

4


Abb. 4.21 Beispiel einer Kupplungskühlungssteuerung

Vorsteuerdruck Leckage

min

max Zufuhr

Q [L/min] P [bar]

max min Vorsteuerdruck kein

I [mA]

Maximale Kühlung bedeutet, dass die Kupplung mit dem maximalen zur Verfügung stehenden Volumenstrom für die zweite Priorität bis zu 20 l/min gekühlt wird. Diese Funktion wird nur bei hohen Energieeinträgen in die Kupplung verwendet, zum Beispiel bei hohen Schlupfdrehzahlen beim Anfahren. Minimale Kühlung von ungefähr 1,5 l/min wird bei geringen Energieeinträgen der Kupplung verwendet, zum Beispiel bei einer Mikroschlupfregelung mit einer Schlupfdrehzahl von etwa 20 U/min. Keine Ölkühlung der Kupplung wird bei niedrigen Öltemperaturen von zum Beispiel unter 0 ı C verwendet, da bedingt durch die hohe Viskosität des Öls selbst bei minimaler Kühlung das Schleppmoment der Kupplung weit ansteigen kann. Im Falle eines Getriebes mit Synchronisationseinheiten könnte bei zu hohen Schleppmomenten die Drehmomentkapazität der Synchronisationseinheit im ungünstigen Fall nicht ausreichen, um ein sicheres Einlegen von Gängen auch bei Minusgraden zu gewährleisten.

4.5.5 Elektrohydraulische Betätigungssysteme Direkt vom Motor angetriebene Pumpen sind die Hauptverlustquelle von automatisch schaltenden Getrieben. Eine Alternative stellt der Pumpenantrieb mittels Elektromotor dar. Der Vorteil von durch Elektromotoren angetriebenen Pumpen ist die von der Drehzahl der VKM unabhängige Drehzahlregelung des Elektromotors – dies gilt auch für den Stillstand. Somit ist es möglich, bei stehendem Fahrzeug den erforderlichen Systemdruck zu garantieren (Start-Stopp-Funktion). Aufgrund der guten Dynamik des Elektromotors kann die Pumpe bedarfsgerecht auch ohne Akkumulator betrieben werden. Zudem kann mit einer drehzahlgeregelten Pumpe auch eine Druckregelung realisiert werden. Akkumulatoren werden als Speicherelemente eingesetzt, die auf ein Steuersignal hin das (unter Druck) gespeicherte Volumen in das Hydrauliksystem freigeben, um vom System angeforderte Volumenströme temporär zu unterstützen. Diese werden üblicherweise als Federkolbenspeicher oder Blasenspeicher ausgeführt. Akkumulatoren können aber auch zur Druckschwingungsdämpfung eingesetzt werden.

4.6 Pneumatische Betätigung

199

4.6 Pneumatische Betätigung In Nutzfahrzeugen der mittleren und schweren Klasse ist eine Druckluftversorgungsanlage zur Betätigung der Bremsen bereits verfügbar. Druckluft bietet sich hier auch für weitere zusätzliche Anwendungen am Getriebe an. Bei diesen Fahrzeugen werden daher schon seit der Verwendung von Mehrbereichsgetrieben pneumatisch betätigte Schaltzylinder für die Schaltung der Vor- und Nachschaltgruppe eingesetzt. Des Weiteren sind auch die pneumatische Schaltung von Straßen- und Geländegang und die Allradzuschaltung bei Verteilergetrieben für Allradfahrzeuge sowie die pneumatische Zuschaltung der Sperren im Verteilergetriebe und in den Achsen üblich. Mit Aufkommen der automatisierten Schaltgetriebe (AMT) in Nutzfahrzeugen sind auch die Schaltung der Getriebegänge sowie die Betätigung der Anfahrkupplung mittels pneumatischer Aktuatoren weit verbreitet und üblich.

4.6.1 Eigenschaften des Mediums Luft Durch die Kompressibilität der Luft haben pneumatische Stellglieder ähnliche Eigenschaften wie eine Feder bzw. eine Handschaltung: Dies ermöglicht ein „vorgespanntes“ Positionieren von Stellgliedern mittels Druckluft (z. B. Schaltmuffen von Synchroneinheiten beim Synchronisieren). Es gibt keine schlagartigen Bewegungen im System. Jedoch erschwert diese Eigenschaft eine genaue Positionierung von Stellgliedern sowie die Regelung der Stellgeschwindigkeit. Ein weiteres Attribut des Mediums Luft ist seine Dämpfungseigenschaft, dies ermöglicht einen Einsatz der Druckluft als Dämpfungselement zum Beispiel als Endlagendämpfer bei Schaltzylindern. Bei einfachen 2- oder 3-Stellungszylindern, wie sie z. B. für pneumatische Gangschaltungen oder für die Gassenwahl in Nutzfahrzeuggetrieben verwendet werden, werden die Endpositionen daher durch mechanische Anschläge im Aktuatorsystem definiert. Zur Vermeidung von Schäden durch hohe Aufprallenergie und zur Geräuschdämpfung werden fallweise elastische Dämpfungselemente an den Anschlagflächen angebracht. Die Stellgeschwindigkeit kann z. B. durch die Durchflussquerschnitte an den Pneumatikventilen und die Drosseldurchmesser an den Luftanschlüssen am Zylinder beeinflusst werden. Für die Betätigung der genannten Schaltzylinder werden üblicherweise elektrisch betätigte pneumatische Schaltventile verwendet. Die Positionierung von Zylindern ohne mechanischen Anschlag ist aufgrund der federnden Eigenschaften der Luft nur bei geringen dynamischen Gegenkräften und mit relativ hohem Aufwand unter Verwendung einer elektronischen Regelung möglich. Eine entsprechende Anwendung bei Nutzfahrzeuggetrieben ist mit den pneumatisch betätigten Kupplungen bei verschiedenen bekannten AMT-Applikationen gegeben.

200

4.6.2

4


Komponenten der Pneumatik

Für den Einsatz von pneumatischen Systemen in einem Fahrzeug sind folgende Komponenten zu berücksichtigen: Kompressor (elektrisch oder von der VKM betrieben): formt mechanische in pneumatische Energie um Luftaufbereitungsanlage, diverse Filter Lufttrockner: scheidet das in der verdichteten Luft gebildete Kondensat aus (Korrosionsschutz, Schutz vor Frost) Überdruckventile und Druckbegrenzungsventile: schützen vor Drucküberlastung der Luftanlage oder einzelner Komponenten pneumatische Antriebe und Stellglieder (ein- oder mehrstufige Pneumatikzylinder): wandeln potentielle Energie der Druckluft in mechanische Energie um Wegeventile (Magnetventile): steuern je nach Bedarf und Ventiltyp Bewegungsrichtung, Stellgeschwindigkeit und Position von pneumatischen Antrieben Speicher: speichert die verdichtete Luft Rückschlagventile Drucksensoren, Druckschalter Ölabscheider: scheidet tropfenförmiges und gasförmiges Öl aus (Schutz der eingesetzten Elastomere in den Komponenten) Abb. 4.22 zeigt die schematische Anordnung oben genannter Komponenten als ganzes System. Der typische Druckbereich (Arbeitsdruck) für pneumatische Anwendungen im Fahrzeug liegt um 7 bar. Kompressor Lufttrockner

Getriebesteller

Kupplungssteller

Abb. 4.22 Komponentenanordnung eines pneumatischen Systems

4.6 Pneumatische Betätigung

201

4.6.3 Beispiel pneumatischer Kupplungssteuerung Zum feinfühligen Anfahren und Rangieren ist ein sehr fein dosiertes Einrücken der Kupplung gefordert. Die nötige Positionsgenauigkeit und Stellgeschwindigkeit des pneumatischen Kupplungsaktuators wird im Wesentlichen durch den Einsatz folgender Komponenten erreicht: vier schnell schaltende elektropneumatische Ventile mit Pulsweitenmodulierung und teilweise unterschiedlichen Drosselquerschnitten, ein Wegsensor zur kontinuierlichen Messung des Betätigungsweges und Elektronik zur Ansteuerung und Regelung des Kupplungsstellers. Abb. 4.23 zeigt einen pneumatischen Kupplungssteller [7] sowohl in unbetätigter Stellung (entspricht Kupplung geschlossen) als auch mit Druck beaufschlagt, dann ist der Kolben nach links verschoben und die Kupplung entsprechend geöffnet. Für das Öffnen und Schließen der Kupplung werden jeweils zwei zu einer Funktionsgruppe zusammengefasste elektropneumatische Ventile verwendet. Die obere Funktionsgruppe ist für das Öffnen, die untere für das Schließen der Kupplung zuständig. Die Ventile in einer Funktionsgruppe weisen unterschiedliche Drosselquerschnitte auf. Durch Variation der Öffnungs- und Schließzeiten bzw. Taktfrequenzen der Ventile und zusätzlich durch wahlweise Aktuierung des Ventils mit dem kleineren oder größeren Drosseldurchmesser, oder beider Ventile gleichzeitig, lassen sich situationsgerechte Verstellgeschwindigkeiten des Kolbens (und damit der Kupplung) erreichen. Die Position des Kolbens und somit der Kupplung wird über einen Positionssensor erfasst. Dieser stellt das Sensorsignal für die elektronische Kupplungsregelung zur Verfügung. Um die erforderlichen pneumatischen Kräfte zu reduzieren, ist im Kolben eine Kompensationsfeder verbaut. Sie ist in Richtung des Öffnens der Kuppplung vorgespannt und stellt außerdem sicher, dass in jedem Fall eine positive Kraft auf das Betätigungssystem der Kupplung wirkt (analog zu Systemen mit manueller Betätigung). Bei der Dimensionierung ist darauf zu achten, dass die Kraft der Kupplung größer ist als die Kraft der Kompensationsfeder und die Bauteile des Betätigungssystems (insbesondere die Ausrücklager) auf das Kraftniveau abgestimmt sind.

Abb. 4.23 Pneumatische Kupplungsbetätigung

202

4


4.7 Elektromechanische Betätigung Die ersten elektromechanischen Betätigungssysteme wurden bei AMT und Verteilergetrieben verwendet [8, 9]. Zeitgleich fanden Entwicklungen mit elektrohydraulischer Betätigung (vgl. Abschn. 4.5.5) statt. Mit der Entwicklung und Einführung trockener Doppelkupplungsgetriebe fand dieser Wettbewerb der Systeme eine Fortsetzung [10, 11]. Die größten Vorteile elektromechanischer Betätigungssysteme sind die bedarfsgerechte Bereitstellung der Leistung, die gegenüber hydraulischen und elektrohydraulischen Systemen signifikant geringere Temperaturabhängigkeit und die größere Robustheit gegenüber Kontaminationen in Fertigung und Betrieb. Nachteilig sind insbesondere die Bauraumanforderungen und die maximale Einsatztemperatur aufgrund der elektronischen Bauteile. Die Herausforderungen der ersten Systeme im Hinblick auf die Bordnetzbelastungen durch Anlaufströme (Lichtflackern) werden inzwischen gut beherrscht. Die Wandlung der elektrischen Energie findet bei elektromechanischer Betätigung individuell für jede Teilfunktion statt. Das hat den großen Vorteil, dass die jeweiligen Subsysteme besser aufeinander abgestimmt werden können – auch mit positiven Auswirkungen auf den Leistungsbedarf und damit den Gesamtverbrauch.

4.7.1

Energiewandler

Energiewandler für elektromechanische Betätigungssysteme nutzen das Wirkprinzip der elektromagnetischen Kräfte, um die elektrische Leistung in mechanische Leistung zu wandeln. Während für Serienanwendungen heute ausschließlich rotierende Elektromotoren unterschiedlicher Bauart eingesetzt werden, untersuchen Forschungsstätten und Vorentwicklungsabteilungen auch elektrische Linearantriebe. Im Weiteren werden ausschließlich Applikationen mit Elektromotoren betrachtet. In Abschn. 1.2.7 werden Elektromaschinen im Kontext des Fahrzeugantriebs vorgestellt. Für die Betätigungssysteme kommen zum einen Gleichstrommotoren mit Kommutierung durch Bürstensysteme (DC-Motoren) und zum anderen elektrisch kommutierte, permanent erregte Synchronmaschinen (EC-Motoren) zum Einsatz. DC-Motoren DC-Motoren nutzen die Technologie, die auch in zahlreichen anderen Funktionen, z. B. Fensterheber, in Automobilen eingesetzt wird. Die Wicklung befindet sich auf dem Läufer, die Magnete sind im Stator verbaut. Der zweiphasige Anschluss stellt die Verbindung zu den 4 Endstufen des Steuergerätes her. Zur Drehzahl- und Positionserfassung ist ein Sensor integriert. Bürsten übertragen die zugeführte elektrische Leistung auf den Rotor. Die Kommutierung erfolgt zwischen den Bürsten und ihren Laufflächen auf dem Rotor, die am Umfang segmentiert sind, die Segmente sind mit den korrespondierenden Wicklungsteilen leitend verbunden.

4.7 Elektromechanische Betätigung

203 H-Brücke + Kommutierungselektronik

Stator mit Wicklung Rotor mit Seltenerdmagnet

Abb. 4.24 EC-Motor

EC-Motoren EC-Motoren besitzen gegenüber den DC-Motoren eine höhere Leistungsdichte, unter anderem durch den Einsatz höherwertiger Magnetmaterialien (Seltenerden), die auf der Rotoroberfläche angebracht sind. Die Wicklungen befinden sich im Stator, eine elektrische Leistungsübertragung zum Rotor ist nicht erforderlich. Die Kommutierung erfolgt elektronisch im Steuergerät. Sechs Endstufen werden mit überlagerter Pulsweitenmodulation so angesteuert, dass das Drehfeld entsprechend der Rotordrehzahl die magnetischen Kräfte induzieren kann. Die Entwicklung der EC-Motoren-Technologie – sowohl der Motoren selbst als auch der zugehörigen Leistungselektronik – profitiert von zahlreichen Anwendungen im Automobilbereich, z. B. der elektrischen Lenkung oder Systemen zur Beeinflussung einer VKM. Leistungsdichte und Dynamik dieser Motorentechnologie ermöglichen dort die Verdrängung hydraulischer Systeme. Abb. 4.24 zeigt einen EC-Motor für Getriebebetätigung [12–14]. Die Schnittdarstellung zeigt auch den prinzipiellen Aufbau der Kommutierungselektronik. Abb. 4.25 zeigt die prinzipiellen Möglichkeiten, die sich mit der bürstenlosen Motorentechnologie im Vergleich zu Bürstenmotoren für die Betätigung einer Kupplung ergeben. Aufgetragen ist das nominale Kupplungsmoment einer aktiv zu öffnenden Kupplung über der Betätigungszeit, in diesem Fall das Öffnen der Kupplung. Links ist eine Applikation gezeigt, die bei gleicher Kupplung (dargestellt durch gleiches Kupplungsmoment) einen Dynamikvorteil erreicht, rechts wird in der gleichen Verstellzeit eine Kupplung mit etwa dreifacher Drehmomentkapazität bedient. Abb. 4.26 zeigt eine Mechatronikeinheit mit integrierten, bürstenlosen Motoren eines Schaltwalzenantriebs. Die Leistungselektronik zur Ansteuerung der Motoren ist im gleichen Gehäuse verbaut, wodurch sich der Verkabelungsaufwand minimiert.

204

4 900

Dynamikgewinn 300

0

600

DC EC

Leistungsgewinn

600

Kupplungsmoment [Nm]

Kupplungsmoment [Nm]

900


300

0 0

60

120

Zeit [ms]

0

60

120

Zeit [ms]

Abb. 4.25 Vergleich der Kupplungsbetätigung mit DC- und EC-Motor

Abb. 4.26 Mechatronikmodul mit zwei bürstenlosen Motoren

Auslegungshinweise Die Umweltbedingungen am und um das Getriebe bedürfen der besonderen Beachtung. Dabei ist das Getriebe oder der Elektromotor selbst mitunter nicht die dominierende Wärmequelle, sondern das Abgassystem der VKM. Die mögliche Spitzentemperatur muss in die Auslegung einfließen. Die Eigenerwärmung der Elektromotoren selbst hängt sehr stark vom Nutzungsprofil ab. Für Halteaufgaben mit hohen Kräften (Momenten), wie sie z. B. bei aktiv zu schließenden Kupplungen (normally open) auftreten, werden die Elektromotoren in einem Bereich schlechten Wirkungsgrads betrieben (Abb. 1.14 zeigt ein exemplarisches Wirkungsgradkennfeld).


205

Tatsächlich ist die für solche Betriebszustände eingesetzte elektrische Leistung ausschließlich Verlustleistung – im Betätigungssystem werden keine Wege zurückgelegt und somit wird keine mechanische Leistung benötigt.1 Diese Verluste führen zur Selbsterwärmung der Elektromotoren, und aufgrund der fehlenden Drehbewegung ist der konvektive Wärmeübergang in diesen Betriebszuständen etwas schlechter. Die Temperaturgrenzen werden durch die elektronischen Bauteile der Drehzahlsensierung und die Magnete – hier ist ein ausreichender Abstand zur Entmagnetisierungstemperatur einzuhalten – bestimmt. Die Maximaltemperaturen liegen im Bereich von ca. 120 bis 150 ı C, bei den Definitionen ist auf die genaue Beschreibung der Messstellen und die jeweiligen Zeitanteile zu achten. In bestimmten Fällen tritt die maximale Temperatur nach Abstellen des Fahrzeugs im Anschluss an eine Hochleistungsfahrt auf. Das Schwingungsverhalten am Einsatzort ist ebenfalls den Umweltbedingungen zuzurechnen. Dies ist sowohl bei den Lagerungskonzepten als auch bei dem Verbau elektrischer und elektronischer Bauteile zu beachten. In der Regel werden z. B. die Wicklungen der Motoren vergossen, um ein Durchscheuern der Isolation zu verhindern. Aber auch die mechanische Anbindung der Elektromotoren ist im Hinblick auf die Schwingungsbelastungen auszulegen, wobei hier die länger bauenden DC-Motoren eher kritisch sind. Aufgrund der endlichen Polpaarzahlen besitzen die Elektromotoren in Drehrichtung bevorzugte Lagen, bedingt durch die magnetischen Kräfte entstehen Momente, die zum Weiterdrehen des Motors überwunden werden müssen, die Rastiermomente. Während im ersten Ansatz eine Minimierung naheliegt, können in der Betrachtung des Gesamtsystems durchaus Lösungen gefunden werden, die sich diese Rastiermomente zunutze machen. Die Kenntnis der Größe der Rastiermomente und der Anzahl bzw. Verteilung der bevorzugten Lagen am Umfang ist u. a. für die Reglerauslegung erforderlich. Für die elektrische Kommutierung bei EC-Motoren und für die Steuerung und Regelung des Subsystems der Betätigung ist die Rotorposition, Rotorgeschwindigkeit und Drehrichtung wichtig (zumindest als relative Größe). Die Erfassung erfolgt mit berührungslosen Sensoren, die üblicherweise den Hall-Effekt nutzen, um die erforderlichen Signale zu generieren, die im Steuergerät ausgewertet und plausibilisiert werden.

4.7.2

Leistungsübertragung

Die Aufgabe der Leistungsübertragung ist, die von den Elektromotoren angebotenen Momente und Drehzahlen und die für die zu betätigenden Elemente erforderlichen Kräfte und Wege zu übersetzen. Dabei kann sowohl lineares als auch nicht lineares Übertragungsverhalten eingesetzt werden [15], und die Systeme können manchmal bewusst mit Selbsthemmung (eventuell höhere Verluste bei Verstellung) konzipiert sein. In jedem Fall ist die sorgfältige Abstimmung mit den Bedarfen der Stellglieder sicherzustellen. Dabei 1

Dies gilt gleichermaßen für ein hydraulisches oder elektrohydraulisches System, insbesondere die volumetrischen Verluste (Leckagen) sind dann signifikant.

206

4


Abb. 4.27 Spindelantrieb im Kupplungsbetätigungssystem

sind insbesondere Toleranzen, Verschleiß, Spiele und thermische Dehnungen zu berücksichtigen. Neben Stirnradstufen und Planetenradstufen in passender Größe – die Prinzipien und Grundlagen sind in Kap. 3 eingeführt – werden häufig Schneckengetriebe eingesetzt. Mit ihnen lassen sich große Übersetzungen in einer einzelnen Stufe realisieren [16]. Das besondere Augenmerk liegt auf der Wandlung der rotatorischen in translatorische Bewegungen. Die meist eingesetzten Baugruppen sind Kurbeltriebe und Spindeln, im ersten Fall handelt es sich um eine nicht lineare Übersetzung. Eine Kugelgewindespindel wird in der Mechanik einer Kupplungsbetätigung verwendet [11]. Die in Abb. 4.27 gezeigte Spindel wird direkt vom Elektromotor angetrieben. Die Ausführung als Kugelgewindespindel gewährleistet den hohen Wirkungsgrad, der zum selbsttätigen Öffnen der Kupplung gewünscht ist. Ähnlich dem Einsatz von Kompensationsfedern in pneumatischen Kupplungsstellern (vgl. Abschn. 4.6.3) kann auch bei elektromechanischer Betätigung der Einsatz von Kompensationssystemen sinnvoll sein, um die maximale Belastung mit Hilfe gespeicherter, potentieller Energie zu reduzieren. Zusammen mit der mechanischen Anbindung können sowohl lineare [8] als auch nicht lineare Charakteristiken der Kompensationsverläufe dargestellt werden. Einschränkungen für die Kompensation ergeben sich aus der Anforderung, dass zur Übertragung von Drehmoment eine Betätigungskraft aufgebracht werden muss (normally open) (vgl. Abschn. 3.5), da ohne Zusatzmaßnahmen die Kompensation gegebenenfalls diese Bedingung verletzt. In Serie bewährt haben sich Kompensationssysteme daher insbesondere beim Einsatz für AMT. Abb. 4.28 zeigt das Kupplungsbetätigungssystem des Smart-Getriebes. Die Kompensation reduziert die Betätigungskräfte bei nahezu geschlossener Kupplung auf ein Minimum.


207

Abb. 4.28 Kupplungsaktuator mit Kompensation

Wird die Maximalkraft durch Kompensation reduziert, ist darauf zu achten, dass durch den nun vorhandenen Vorzeichenwechsel im Betätigungskraftverlauf durch Anlagewechsel im Nulldurchgang infolge von Spielen eine ausreichend akkurate Steuerung bzw. Regelung der Kupplungsmomente möglich ist.

4.7.3

Bauformen von Aktuatoren

Im Folgenden werden eine weitere Kupplungs- und eine Getriebebetätigung vorgestellt, sie gehören zu dem jüngsten, ersten und derzeit einzigen Doppelkupplungsgetrieben mit rein elektromechanischer Betätigung [11]. Kupplungsbetätigung Abb. 4.29 zeigt Schnitt und Prinzip eines elektromechanischen Kupplungsaktuators. In ähnlichem Sinne wie bei einer Kompensation werden zwei Schraubenfedern verwendet, um die zum Schließen der Kupplung erforderliche Kraft aufzubringen. Die Übertragung der Federkräfte auf das Einrücksystem der Kupplung (vgl. Abschn. 4.2.2) ist nicht linear ausgelegt. Der Drehpunkt des Einrückhebels ist verschiebbar, die Tragrolle wird dazu von einer Kugelgewindespindel bewegt. Damit ändern sich die Hebelverhältnisse zwischen den festen Krafteinleitungspunkten der Schraubenfedern und des Kupplungseinrücksystems. Die Kontur des Hebels bzw. die Laufbahn der Tragrolle entlang des Hebels ist so gestaltet, dass in allen Positionen der Tragrolle eine resultierende Kraft diese zum Motor hin belastet. Ohne ein Moment des EC-Motors auf die Kugelgewindespindel läuft die Tagrolleneinheit nach außen (Abb. 4.29b, oben) und die Kupplungsanpressung wird vollständig abgebaut.

208

4


a

b E-Motor

Federspeicher KugelumlaufMutter Rollen Einrückhebel

Abb. 4.29 Beispiel einer Kupplungsaktuatorik

Das selbsttätige Öffnen der Kupplung ist aufgrund des hohen Wirkungsgrads des Kugelgewindetriebs und der kleinen Rastiermomente des EC-Motors sichergestellt. Außerdem ist es zur Aufrechterhaltung der Funktionalitäten erforderlich, dass die Verschleißnachstellung der Kupplung die Charakteristik des Einrückkraftverlaufs nahezu konstant hält, um das Kräfteverhältnis mit den Schraubenfedern zu erhalten. Der mögliche Verschleiß und das Setzverhalten aller im Kraftfluss liegenden Bauteile und ihre Fertigungstoleranzen sind bei der Auslegung zu berücksichtigen und unbedingt versuchstechnisch zu validieren. Getriebebetätigung Die Getriebeaktuatorik wird primär zur Betätigung von AMT und Doppelkupplungsgetrieben sowie Verteilergetrieben (auch mit zusätzlicher Geländeuntersetzung) eingesetzt. Dabei werden Schiebemuffen und Verschieberäder von Klauenschaltungen2 und Synchronisationseinheiten axial bewegt. Mit rein elektromechanischer Betätigung haben sich Schaltwalzensysteme und x–yAktuatoren etabliert. Da normalerweise mehrere Schiebemuffen zu betätigen sind, werden Möglichkeiten gesucht, die mit weniger Elektromotoren auskommen als die Triviallösung, in der für jede Schiebemuffe ein eigener eingesetzt würde. 2

Im Weiteren wird vereinfachend nur die Schiebemuffe benannt, die Funktionsweise mit Verschieberädern ist analog.


209

Zwischenübersetzung

Schaltgabeln

Schaltwalze Verbindungen

Abb. 4.30 Beispiel einer Schaltwalzenbetätigung

x–y-Aktuatoren stellen die von Handschaltgetrieben bekannten Bewegungen des Schalthebels nach. Ein Elektromotor ist für das Bewegen der Schiebemuffen zuständig, ein weiterer für die Auswahl (Gassenwahl, Wählbewegung) der Schiebemuffen. Mit einem solchen System können alle Gänge in beliebiger Reihenfolge geschaltet werden, insbesondere sind auch Mehrfachschaltungen möglich (z. B. vom 5. Gang in den 2. Gang). Schaltwalzen definieren eine feste Abfolge für die Bewegungen der von ihnen bedienten Schiebemuffen. Die zugehörigen Schaltgabeln oder Schaltschwingen greifen in Nuten der Schaltwalzen ein. Der Verlauf der Schaltwalzen variiert in axialer Richtung über den Umfang (oder einen Teilumfang), sodass Schaltmuffen durch Drehen der Schaltwalze bewegt werden. Abb. 4.30 zeigt ein Schaltwalzensystem für ein Doppelkupplungsgetriebe. Eine Schaltwalze ist jeweils für die Betätigung der geraden und ungeraden Gänge zuständig. Mit Schaltwalzen können im Bedarfsfall auch mehr als eine Schiebemuffe gleichzeitig betätigt werden. Tatsächlich lässt sich eine Schaltwalzenaktuatorik mit nur einem Elektromotor realisieren. Der Nachteil ist die feste Gangabfolge, das Auslassen einzelner Gänge erfordert ein zusätzliches Betätigungselement. Alternativ sind sowohl AMT als auch Doppelkupplungsgetriebe mit einer doppelten Schaltwalzenaktuatorik ausgestattet, die Mehrfachschaltungen ermöglicht. Neben den Schaltwalzen zeigt Abb. 4.30 die innere Schaltung und den Schaltwalzenantrieb. Aufgrund der typischen Radsatzgestaltung bei Doppelkupplungsgetrieben bedient jede Schaltwalze eine Schiebemuffe auf jeder der beiden Vorgelegewellen, entsprechend kommen Verbindungen zwischen den beiden Teilen der inneren Schaltung zum Einsatz.

210

4.8

4


Energie- und Leistungsbilanz

Getriebe benötigen beim Betrieb Energie. Diese setzt sich aus folgenden Anteilen zusammen: Verluste des Energietransports (z. B. Zahnflankenreibung, Lagerverluste, Anpressung) Sicherstellung der Schmierung und Kühlung Betrieb der Betätigungssysteme automatisierter Getriebe Die erforderliche Leistung variiert in allen drei Fällen mit den Betriebszuständen. Optimalerweise würde die jeweils notwendige Leistung genau in der erforderlichen Größe bereitgestellt. Die Unterschiede in den Verlusten verschiedener ausgeführter automatisch schaltender Getriebe sind oft nicht durch die unterschiedlichen Prinzipien bedingt, sondern von der Ausführung insbesondere der Betätigungs-, Kühlungs- und Schmierungssubsysteme abhängig [17]. Beispielsweise sind die besonders relevanten Teillastverluste einer Stirnradstufe vom absoluten Betrag kaum niedriger als die eines Umschlingungsvariators. Die Unterschiede ergeben sich aus den ausgeführten Betätigungs-, Anpressungs- und Kühlungskonzepten. Bei reibschlüssiger Übertragung (Reibkupplungen und mechanische stufenlose Getriebe) müssen die Reibelemente gegenseitig angepresst werden. Bleibt die Anpresskraft unverändert, wird auch keine Energie benötigt, da auch bei realen elastischen Elementen kein Weg zurückgelegt wird. Eine Änderung der Anpresskraft führt jedoch wegen der Elastizität zu einem Weg der Anpressmittel. Bei stufenlosen Getrieben müssen für die Änderungen der Betriebsradien gegenläufig die Konen (Umschlingungsgetriebe) oder die Betriebswinkel der Zwischenrollen verstellt werden. Die Energie bestimmt sich dazu aus der Reibkraft und dem Verschiebeweg in radialer Richtung, da dieser nicht zur Leistungsübertragung beiträgt. Die Dynamik der Verstellung wird zusätzlich durch die Massenkräfte etc. beeinflusst. Energiebedarf der Pumpen Der Gesamtenergiebedarf einer Pumpe setzt sich zusammen aus Leistung für die Zwangsschmierung (Tauchschmierung ist den Getriebeverlusten zugeordnet) Leistung des Kühlkreislaufes Leistung für die Betätigung von Kupplungen oder Variator Grundsätzlich ist hydraulische Leistung das Produkt aus Volumenstrom VP und Druckdifferenz p P D VP p : (4.1)

4.8 Energie- und Leistungsbilanz

211

Hierbei ist jedoch noch die mechanische Verlustleistung mit einzubeziehen. Als Richtwert gilt für den Gesamtenergiebedarf einer Pumpe: Für ein Fördervolumen von 0,6 l/min und eine Druckdifferenz von 1 bar wird eine Leistung von etwa 1 W benötigt. Die Zwangsschmierung führt zu einem Druckverlust von etwa 0,5 bar. Wendet man obigen Richtwert an, bedeutet dies einen Energieaufwand von weniger als 1 W. Die Leistung für den Kühlkreislauf bei p 1; 5 bar und einem Fördervolumen von ca. 6 l/min beträgt etwa 15 W. Der Leistungsbedarf ist theoretisch sehr klein. Da aber meist vom höchsten Druckniveau und dem größten Bedarf nach unten geregelt wird, ist der reale Bedarf viel größer. Intelligentes Ölmanagement ist daher äußerst wichtig, um den Wirkungsgrad weiter zu verbessern. Systemvergleich am Beispiel von Doppelkupplungsgetrieben Bei der Betrachtung hinsichtlich der Leistungsaufnahme von Aktuatorsystemen zur Automatisierung von Getrieben ist generell zu unterscheiden zwischen Nass- und Trockenkupplungssystemen. Bei einer Trockenkupplung entfallen die notwendigen Leistungsaufnahmen für die Bereitstellung eines Volumenstroms zur aktiven Kühlung der Kupplung. Um die Vergleichbarkeit für verschiedene Konzepte zu erreichen, wird die Summe der elektrischen und der mechanischen Leistungsaufnahme in Watt für einen definierten Fahrzyklus angegeben. Für die Darstellung von Größenordnungen kann für Fahrzeuge der Kompaktklasse angenommen werden, dass eine Leistungsaufnahme von 100 W einem Mehrverbrauch von etwa 0,1 l auf 100 km und 60 W einem Mehrverbrauch von etwa 1 % entsprechen. Die in Abb. 4.31 dargestellten Werte sind die durchschnittlichen Gesamtleis-

550 500

500 Ölpumpe vom Verbrennungsmotor angetrieben

450

Einsatz vom E-Motor angetriebener Ölpumpe mit bedarfsorientierter Leistungsaufnahme

400

Watt

350 300

260

250 200

200 150

120

100

60 35

50 0 Realität

Entwicklungsstufen

Abb. 4.31 Entwicklung der Leistungsaufnahme von Aktuatorsystemen

Zukunft

212

4


tungsaufnahmen von Aktuatorsystemen für Doppelkupplungsgetriebe mit Nasskupplungen für den europäischen Fahrzyklus NEFZ.

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Steuerung und Regelung

Im Unterschied zu manuellen Getrieben werden automatisierte Schaltgetriebe, Doppelkupplungsgetriebe, Automatikgetriebe und stufenlose Getriebe mit zusätzlichen Komponenten ausgestattet, die eine teilweise oder vollständige Automatisierung des Schaltvorgangs erlauben. In diesem Kapitel werden die Prinzipien der Steuerung und Regelung allgemein beschrieben, einzelne Aspekte anhand von Doppelkupplungsgetrieben erläutert. Zentraler Teil dieser Komponenten ist das elektronische Steuergerät. In diesem läuft ein Software-Algorithmus, der basierend auf Eingangssignalen eine Aktuatorik betätigt (vgl. Kap. 4). In diesem Kapitel wird der typische Aufbau eines Steuergeräts in Abschn. 5.1 vorgestellt. Anschließend wird in Abschn. 5.2 auf die Architektur der integrierten Software eingegangen. Im Detail wird in Abschn. 5.3 erläutert, welche Prinzipien zur Signalverarbeitung zur Anwendung kommen. Darüber hinaus wird hier auch auf die Diagnose von Eingangssignalen eingegangen. In dem darauf folgenden Abschn. 5.4 wird aus Steuerungssicht erklärt, wie Schaltpunkte ermittelt werden. Daran anschließend wird in Abschn. 5.5 die Schaltdurchführung, unterteilt in die kurzfristige Regelung und die langfristige Adaption, erläutert. Abschn. 5.6 widmet sich dem wichtigen Aspekt der Sicherheit von Getriebesystemen. Abgerundet wird das Kapitel mit Abschn. 5.7 durch ein Ausführungsbeispiel zur Berechnung von Kupplungsdrehmomenten. So einfach die obige Auflistung der Komponenten eines Getriebes neuer Generation auch aussieht, so komplex ist ihr Zusammenspiel in der Praxis. Ein jeder Bereich beeinflusst den anderen, was die optimale Auslegung der Komponenten zur Herausforderung macht. Abb. 5.1 veranschaulicht die Zusammenhänge in einem Getriebesystem, wobei aus Gründen der Übersichtlichkeit auf die Darstellung der Assoziationen zwischen den Komponenten zum größten Teil verzichtet wird.

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2016 213 R. Fischer et al., Das Getriebebuch, Der Fahrzeugantrieb, DOI 10.1007/978-3-658-13104-3_5

5

214

5

E-Motor

Filter

pneumatisch

elektrisch

Akkumulator

Blenden

Luft


Ventile

hydraulisch

Öl Software Beschleunigung

ECU System Getriebe Sensorik

Druck Temperatur

Luft

Kühlung

Drehzahl Position

Pumpe

Diagnose

Aktorik

Fahrer Sicherheit

Bremsen

Antrieb Umschlingungsmittel

Hardware

Kupplungen

Wellen

Zahnräder

Lager Gehäuse

Synchronisierung

ZMS

Wandler Retarder

Differential

Abb. 5.1 Prinzipielle Darstellung der Zusammenhänge einzelner Komponenten in einem Getriebe

5.1 5.1.1

Elektronische Steuergeräte Übersicht

Beim Handschaltgetriebe übernimmt der Fahrer durch manuelle Aktionen die Steuerung des Getriebes. Dazu gehören die Gangwahl, die Kupplungsbetätigung und die Beeinflussung des Verbrennungsmotors über das Gaspedal. Bei automatischen Getrieben muss ein elektronisches Steuergerät diese Aufgaben wahrnehmen. Dazu erfasst das Steuergerät Signale von Sensoren und anderen Steuergeräten (z. B. von Motorsteuerung, Antiblockiersystem (ABS) oder elektronischem Stabilitätsprogramm (ESP)). Es verarbeitet diese mittels einer programmierten Software und gibt Ausgangssignale an Aktuatoren weiter. In Abb. 5.2 ist die Signalstruktur von Getriebesteuergeräten dargestellt. Der zentrale Baustein eines Steuergerätes ist der Mikrocontroller einschließlich des Datenspeichers. Die Eingangssignale sind oft mit Störungen oder Rauschen behaftet. Zur Verbesserung der Qualität der Signale werden diese in der Signalkonditionierung zur weiteren Verarbeitung im Mikrocontroller gefiltert. Die vom Mikrocontroller berechneten Ausgangssignale werden über die Ausgangstreiber verstärkt, um die Aktuatoren zu betreiben. Neben den signalverarbeitenden Bausteinen gibt es weitere Bausteine, wie Spannungsregler zur Generierung stabilisierter Versorgungsspannungen, Kommunikationseinheiten für zum Beispiel CAN (controller area network) oder LIN (local interconnect

5.1 Elektronische Steuergeräte

Signale von Sensoren und anderen Steuergeräten

Signalkonditionierung

215

Signalverarbeitung im Mikrocontroller

Ausgangstreiber

Aktuatoren

Abb. 5.2 Signalstruktur von Getriebesteuergeräten

Signalkonditionierung

Kommunikationstreiber

Mikrocontroller & Speicher

Spannungsregler

Ausgangstreiber

Überwachungseinrichtung

Abb. 5.3 Erweiterte Signalstruktur eines Getriebesteuergerätes

network) und Überwachungseinrichtungen für den Mikrocontroller. Abb. 5.3 zeigt ein Blockschaltbild für ein Getriebesteuergerät.

5.1.2

Schnittstellen

An seinen Schnittstellen, Eingängen und Ausgängen, erfasst das Getriebesteuergerät Signale oder gibt sie aus. Mit anderen Steuergeräten und Systemen sowie Sensoren und Aktuatoren kommuniziert es über Kommunikationsnetzwerke. Eingänge Analog-Eingänge für Sensorsignale. Beispiel: Eingangsspannung 0 . . . 5 V, Signale von Schaltwegsensoren Digitaleingänge für statische Signale. Beispiel: Signale von Schaltwippen am Lenkrad

216

5


Digitaleingänge für Drehzahlsignale. Signalfrequenz proportional zur erfassten Drehzahl. PWM-(pulsweitenmodulierte-)Eingänge für Sensorsignale. Analoges Signal als Pulsbreitenverhältnis eines Frequenzsignals kodiert. Beispiel: Pulsbreite von 5 . . . 95 %, Signal eines Drehwinkelsensors Ausgänge zum Getriebe Stromgeregelte Ausgänge für hydraulische Proportionalventile. Das Signal wird als PWM-Signal zum Ventil ausgegeben. Der Strom im Ventil wird vom Steuergerät gemessen und in einem Regler mit dem Sollstrom verglichen und, falls erforderlich, geregelt. Beispiel: Kupplungsdruckregelventile, 0 . . . 1,5 A. Ausgänge für hydraulische Schaltventile. Es werden Ventile nur ein- oder ausgeschaltet. Das Ausgangssignal kann digital oder pulsweitenmoduliert sein. Beispiel: Schaltventil zur Gangwahl, 0 oder 1,5 A. Leistungsausgang für Gleichstrommotoren. Gleichstrommotoren werden in Gang- und Kupplungsaktuatoren eingesetzt. Drehmomente und Drehzahlen werden mit Hilfe eines PWM-Signals eingestellt. Soll die Drehrichtung des Motors veränderbar sein, so muss zum Umpolen der Ausgangstreiber als H-Brücke ausgelegt sein. Leistungsausgang für bürstenlose Motoren. Bürstenlose Motoren werden mit einem dreiphasigen Drehfeld angesteuert. Hierzu wird die Bordspannung mit Hilfe einer Brückenschaltung nach einer festgelegten Logik gesteuert, damit ein elektrisches Drehfeld entsteht. Die Drehzahl des Motors ist eine Funktion der Frequenz des Drehfeldes. Ausgänge zum Fahrzeug Startfreigabe. Digitales Signal an die Motorsteuerung zur Freigabe des Starters, wenn der Antriebsstrang geöffnet ist. Schaltsperre (engl. shift lock). Der Wählhebel wird in der Position P blockiert, wenn nicht sichergestellt ist, dass sich das Fahrzeug nicht selbstständig in Bewegung setzen kann. Zur Freigabe wird über den Shift-Lock-Ausgang ein Elektromagnet im Wählhebel angesteuert. Kommunikationsnetzwerke Der CAN-Bus (controller area network) ist ein Bussystem mit sehr großer Verbreitung bei automobilen Anwendungen. Getriebesteuergeräte kommunizieren über den CANBus mit zum Beispiel dem ABS und dem ESP, Motor- und Fahrzeugsteuergeräten. Die Bustopologie ist meist linienförmig und die Enden werden mit Abschlusswiderständen terminiert. Das CAN arbeitet nach dem Multi-Master-Prinzip. Das heißt, es gibt keine zentrale Instanz zur Steuerung der Buszugriffe. Jede Nachricht hat eine Kennung, einen

5.1 Elektronische Steuergeräte

217

sogenannten Identifier, der am Anfang der Botschaft gesendet wird. Unterschieden werden rezessive (logisch 1) und den dominante (logisch 0) Zustände. Der gleichzeitige Versand von zwei oder mehreren Botschaften führt zu einer Datenkollision. In diesem Fall überschreibt das dominante Bit das rezessive. Die Botschaft mit dem dominanten Identifier hat die höhere Priorität und wird gesendet. Die überschriebene Botschaft wird unterdrückt und muss zu einem späteren Zeitpunkt nochmals gesendet werden. Somit sind die Buszugriffsrechte abhängig vom binären Zustand des Identifier. Bei der Festlegung der Identifier muss wichtigen Botschaften eine höhere Priorität gegenüber weniger wichtigen Botschaften eingeräumt werden. Der Vorteil dieses Verfahrens ist, dass Fehler und Kollisionen toleriert werden. Von Nachteil ist, dass die zeitliche Abfolge der Botschaften nicht vorhersehbar ist. Beispiele für Informationen auf dem CAN sind Motordrehmoment, Drehzahlen und Temperaturen. Der LIN-Bus (local interconnect network) wird überwiegend zur Kommunikation mit Sensoren und Aktuatoren eingesetzt. Die Kommunikation verläuft nach dem MasterSlave-Prinzip. Der Master steuert sämtliche Buszugriffe. Die Datenraten sind deutlich niedriger als beim CAN. In Getriebeanwendungen wird der LIN-Bus meist als redundanter Bus zur Wählhebelelektronik eingesetzt. Um die erhöhten Anforderungen bezüglich Datenübertragungsrate, Echtzeitfähigkeit und Ausfallsicherheit zu erfüllen, wurde der FlexRay-Standard entwickelt. Das zugrunde liegende Protokoll arbeitet zeitgesteuert (engl. time triggered).

5.1.3 Mikrocontroller Der Mikrocontroller übernimmt die Steuerung aller Abläufe des Getriebes. Er verarbeitet Signale von Sensoren, Informationen von den Datenbussen und den Wunsch des Fahrers (Positionen von Wählhebel, Gas- und Bremspedal) und berechnet in Echtzeit die Aktionen für die Aktuatoren. Die Konvertierung von Sensorsignalen in digitale Werte geschieht auf dem Mikrocontroller selbst. Die Algorithmen für die Software sind in nichtflüchtigen Speichern abgelegt.

5.1.4

Überwachungseinrichtung

Im Falle einer Fehlfunktion im Programmablauf wäre die ordnungsgemäße Ansteuerung der Aktuatoren nicht mehr sichergestellt und es könnten sich sicherheitskritische Situationen für das Fahrzeug einstellen. Um solche Situationen feststellen zu können, besitzen Getriebesteuergeräte eine vom Mikrocontroller unabhängige Überwachungseinrichtung. Über einen steuergeräteinternen Datenbus wird der korrekte Programmablauf kontrolliert. Bei einer Abweichung werden die Treiber für die Aktuatoren in einen sicheren Zustand gebracht und der Mikrocontroller wird neu gestartet.

218

5


5.1.5 Spannungsregler Die Bordspannung in einem Fahrzeug kann deutlich von der Nominalspannung abweichen. Zudem benötigen viele Funktionen in einem Steuergerät geringere und stabile Spannungen wie zum Beispiel 5 V, 3,3 V oder 1,5 V. Hierzu werden die erforderlichen Spannungen mit einem Spannungsreglerbaustein erzeugt. Weitere Schutzfunktionen, wie ein Verpolschutz, sind meist in den Spannungsregler integriert.

5.1.6

Elektromagnetische Verträglichkeit

Unter elektromagnetischer Verträglichkeit (EMV) versteht man die Fähigkeit eines Systems, in einer elektromagnetischen Umgebung zufriedenstellend zu funktionieren und dabei selbst keine elektromagnetischen Störungen bei anderen Systemen zu verursachen. Man unterscheidet die folgenden drei Störungsarten. Leitungsgebundene Störungen treten auf, wenn die störende Komponente Störungen auf Versorgungs- oder Signalleitungen verursacht. Beispiel: Beim Ausschalten einer Spule werden Spannungsimpulse auf das Bordnetz eingekoppelt. Feldgebundene Störungen entstehen dadurch, dass elektrische Leiter oder Spulen als Antenne fungieren und elektromagnetische Felder senden oder empfangen können. Beispiel: Das elektromagnetische Feld eines Mobiltelefons wird in ein Steuergerät eingekoppelt und stört dieses. Elektrostatische Entladung tritt auf, wenn Potenzialdifferenzen in isolierenden Materialien sich durch Funken oder Durchschlag entladen. Die Spannungen entstehen meist durch Reibungselektrizität und können mehrere tausend Volt erreichen. Halbleiterbauteile können durch elektrostatische Entladung zerstört werden. Beispiel: Durch Reibung der Kleidung eines Fahrzeuginsassen am Sitzpolster entsteht eine elektrische Ladung, die bei Berührung mit einem elektronischen Gerät entladen wird.

5.1.7 Ausführungen von Steuergeräten Getriebesteuergeräte werden hinsichtlich ihres Verbauungsortes unterschieden in: Wegbausteuergeräte Anbausteuergeräte Mechatronikmodul Wegbausteuergeräte sind im Fahrzeuginnenraum oder im Motorraum angebracht. Die Verbindung zum Getriebe erfolgt über einen Kabelbaum. Die Temperatur- und Vibrationsanforderungen sind moderat. Es kommen meist Standardaufbauten zum Einsatz. Abb. 5.4 zeigt ein Ausführungsbeispiel für ein Wegbausteuergerät.

5.2 Softwarearchitektur

219

Abb. 5.4 Ausführungsbeispiel eines Wegbausteuergerätes von Siemens

Abb. 5.5 Mechatronikmodul des GETRAG-6DCT450Doppelkupplungsgetriebes

Anbausteuergeräte werden bereits im Getriebewerk auf den Getrieben befestigt. Das Steuergerät wird mit dem getriebeseitigen Kabelbaum mit Sensoren und Aktuatoren verbunden. Getriebe und Steuergerät werden als eine Einheit getestet und ausgeliefert. Vibrations- und Temperaturbeständigkeit sind höher als die von Wegbausteuergeräten, um die Anforderungen zu erfüllen. Im Mechatronikmodul werden Sensoren, Aktuatoren bzw. deren Schnittstellen und das Steuergerät mit dem Bauteil vereint. Durch die Integration des Mechatronikmoduls ins Getriebe entfällt die Verkabelung am Getriebe. Zusätzlich zu seiner Beständigkeit gegen die sehr hohen Temperaturen (bis 140 ı C) und Vibrationen muss das Modul resistent gegen das Getriebeöl sein. Abb. 5.5 zeigt ein Mechatronikmodul für das GETRAG-6DCT450Doppelkupplungsgetriebe [1].

5.2 Softwarearchitektur Moderne automatische Getriebe sind vollständig elektronisch gesteuert. Das Herz der elektronischen Steuerung wird durch einen Mikrocontroller dargestellt. Dieser enthält einen Rechnerkern und Peripherie zum Auslesen der Sensoren und Ansteuerung der Aktuatoren. Zum Betrieb des Rechnerkerns ist eine Steuerungssoftware notwendig. Im Unterschied zu einem PC-Programm kommt in einer Getriebesteuerung sogenannte Embedded Software zum Einsatz. Diese eingebettete Software muss vielfältige Aufgaben erfüllen und gleichzeitig sehr sparsam mit Ressourcen wie Speicher und Rechenleistung

220

5


umgehen. Darüber hinaus muss sie die Ausführung der Steuerungssoftware in Echtzeit ermöglichen. Realisiert wird das durch die Verwendung von speziellen, schlanken Betriebssystemen und optimierter Programmierung. Aufgrund der großen Stückzahlen und des enormen Kostendrucks in der Automobilindustrie macht sich der Einsatz intelligenter und optimierter Algorithmen trotz hoher Einmalkosten bei der Entwicklung schnell bezahlt. Im Gegensatz zu Hardware-Komponenten verursacht Software keinerlei Stückkosten. Die Steuerungssoftware eines automatischen Getriebes bietet in der Regel großes Potenzial, die Hardware- und damit die Stückkosten pro Getriebe zu senken. Durch ausgeklügelte Regelalgorithmen lassen sich beispielsweise preiswerte Hydraulikventile verwenden, deren Schwächen softwaremäßig kompensiert werden.

5.2.1

Architektur

Die Getriebesoftware steht direkt oder indirekt mit fast allen Komponenten des Getriebes und einigen Komponenten des Kraftfahrzeugs (z. B. Verbrennungsmotor, Bremssystem) in Verbindung. Alle Zustände des Systems sind in der Software abgebildet. Insofern ist es unerlässlich, dass die Software-Entwicklungsabteilung in enger Verbindung zur Hardware-Entwicklungsabteilung steht. Entwicklungen von modernen automatischen Getrieben starten daher mit dem sogenannten Systemdesign. Hierbei stehen die zu erfüllenden Gesamtfunktionen im Mittelpunkt. Erst hieraus wird das Hardware- und Softwaredesign abgeleitet. Die Softwarearchitektur, vielfach auch Softwaredesign genannt, dient der Strukturierung einer Gesamtsoftware. Komplexe Softwareaufgaben lassen sich nur durch Verwendung guter Strukturen lösen. Auch die Auftretenswahrscheinlichkeit von Softwarefehlern kann reduziert werden. Darüber hinaus ergeben sich aus einer guten Softwarearchitektur folgende Vorteile:

Erhöhung der Wartbarkeit der Software Wiederverwendbarkeit von Softwarekomponenten in ähnlichen Projekten Ermöglichung verteilter Softwareentwicklung Verbesserung der Testbarkeit von Software Sicherstellung von hoher Softwarequalität

Die Softwarearchitektur definiert also, aus welchen Komponenten die Software besteht, und beschreibt auch exakt die Schnittstellen zwischen den Softwarekomponenten und zur Außenwelt (z. B. zum Motorsteuergerät). Die Aufgaben der einzelnen Softwarekomponenten müssen sich klar beschreiben lassen. Es ist außerdem erstrebenswert, die Schnittstellen zwischen den Komponenten möglichst klein zu wählen. Bevor eine Softwarearchitektur definiert werden kann, müssen die Anforderungen an die Software definiert werden. Dieser Schritt wird als Requirement Engineering bezeichnet. Hierbei werden zunächst die Anforderungen aus Sicht des Gesamtfahrzeugs ermittelt

5.2 Softwarearchitektur

221

und diese dann systematisch auf Getriebe- und Softwareanforderungen heruntergebrochen. Anschließend kann die Softwarearchitektur definiert werden. Die wichtigsten Aufgaben einer Getriebesoftware sind:

Vorverarbeitung der Sensorsignale Auswertung der Fahrereingaben (Wählhebel, Gas, Bremse) Bestimmung der Fahrsituation und des Fahrganges Berechnungen zur Steuerungen der Fahrzustände (z. B. Anfahren, Konstantfahrt oder Schalten), auch Antriebsstrangmanagement genannt Kupplungs- und Gangschaltsteuerung bzw. Kupplungs- und Bremsensteuerung

Sensorsignale

CAN Bus Signale

Signalverarbeitung Sensorsignale gefilterte Sensorsignale

gefilterte Sensorsignale Fahrereingaben-Auswertung

Fahrmodus (Vor, Zurück, Neutral) Fahrsituations- und Gang-Bestimmung Fahrsituation, Fahrerwunschgang

On-board Diagnose

Antriebsstrang-Management

Solldrehmoment Motor Sollgang Getriebe Solldrehmoment Kupplungen Verbrennungsmotor-Steuerung Stellsignale Motor

Gangschaltungen

KupplungsSteuerung

Stellsignale Gangsteller Stellsignale Kupplungen

Stellsignale

Aktuatoren-Ansteuerung

Aktuator-Signale

Abb. 5.6 Softwarearchitektur eines Doppelkupplungsgetriebes

CAN Bus Signale

direkt

222

5


Fernsteuerung des Verbrennungsmotors (während Schaltungen) Ansteuerung der Aktuatoren (z. B. Hydraulikventile) Selbstdiagnose (On-Board-Diagnose) Sicherheitssoftware zur Vermeidung von kritischen Fahrsituationen (z. B. Anfahren in die falsche Fahrtrichtung)

Abb. 5.6 zeigt schematisch die entsprechenden Softwaremodule und ihre wichtigsten Kommunikationssignale (Architektur-Grobentwurf). Die gezeigten Softwaremodule müssen nach dem Grobentwurf noch weiter detailliert werden, das Ergebnis wird als Feinentwurf bezeichnet. Dieser enthält im Unterschied zum Grobentwurf eine Schnittstellenspezifikation mit der exakten Beschreibung aller Schnittstellennamen, ihren Datentypen und Bedeutungen. Die Erstellung von Grob- und Feinentwurf wird durch den Softwarearchitekten geleitet. Er arbeitet im Team zusammen mit den Softwareentwicklern. Der Softwarearchitekt sollte das gesamte Getriebesystem und die Software verstehen. In den folgenden Abschnitten werden die einzelnen Softwarekomponenten detailliert beschrieben.

5.3

Signalverarbeitung

Um Getriebe automatisiert ansteuern zu können, benötigen Getriebesteuerungen Informationen über den aktuellen Fahrzustand und den Zustand des Getriebes. Dazu werden physikalische Größen über Kommunikationsbusse, wie CAN und LIN, und von Sensoren erfasst. Wesentliche aus Sensoren abgeleitete Größen sind Drehzahlen, Temperaturen, Drücke und Positionen.

5.3.1 Drehzahlsensoren Abhängig vom Getriebetyp werden unterschiedliche Drehzahlen erfasst. Aus den erfassten Drehzahlen werden neben der reinen Information über die Drehzahl viele wesentliche Getriebefunktionen geregelt und Getriebezustände überwacht. Getriebefunktionen umfassen Regelungen für Anfahrvorgänge, Schaltübergänge und sogenannte Mikroschlupfregelungen. Mikroschlupf wird eingesetzt, um Lastschläge im Antriebsstrang zu dämpfen, um das Geräuschverhalten zu verbessern (siehe auch Abschn. 2.2.8) und um Schaltvorgänge mit erhöhter Qualität zu erzielen. Getriebezustände umfassen eingestellte Übersetzungsverhältnisse, um Gänge zu überwachen, Drehzahlverhältnisse während Schaltungen und Anfahrvorgängen, um Überdrehzahlen und Radschlupf zu verhindern, und mit Hilfe von abgeleiteten Drehmomenten die sicherheitskritische Überwachung von Verspannungs- oder Blockierzuständen.

5.3 Signalverarbeitung

223

Abb. 5.7 Prinzip eines Drehzahlsensors Triggerverzahnung der Welle Hall-Chip Permanentmagnet Magnetfeld

Zur Erfassung von Drehzahlen wird typischerweise eine berührungslose Abtastung mittels Magnetfeldern und magnetisch sensitiven Hall-Chips durchgeführt. Die zu sensierende Welle weist eine Triggerverzahnung aus ferromagnetischem Material auf. Der Sensor besteht aus einem Permanentmagnet und einem Hall-Chip. Ändert sich die Position der Welle und damit auch die Position der Verzahnung vor dem Sensor, wird das magnetische Feld des Permanentmagnets durch einen Zahn verstärkt oder durch eine Lücke abgeschwächt. Die Änderungen des magnetischen Feldes werden vom Hall-Chip erfasst und als Rechtecksignal ans Steuergerät weitergegeben. Die Frequenz des Rechtecksignals ist hierbei proportional zur Drehzahl der Welle. Abb. 5.7 zeigt das Prinzip eines Drehzahlsensors.

5.3.2

Schaltgabelpositionssensoren

Die Positionen von Schaltgabeln werden erfasst, um komfortable und schnelle Gangwechsel in Vorgelegegetrieben durchzuführen. Überlagerte Regelkreise nutzen die Positionsinformation in Kombination mit Drehzahlinformationen, um Gänge zum Einlegen stoßfrei zu synchronisieren und anschließend schnell einzulegen oder ein zeitoptimiertes Auslegen eines Ganges zu ermöglichen. Weiterhin werden die Positionsinformationen zur sicherheitskritischen Überwachung von Gängen genutzt. Es werden ungewollte Gangsprünge oder das gleichzeitige Einlegen von zwei Gängen in einem Teilgetriebe verhindert. Mit Hilfe der Positionssensoren wird also der Zustand aller Schaltgabeln bestimmt. Die Schaltgabeln haben zwei Gang- und eine Neutralposition. Neben den Hauptpositionen sind die dazwischen liegenden Positionen für die Regelung der Schaltaktuatoren wichtig. Die Positionssensoren haben die Aufgabe, den kompletten Schaltweg zu sensieren und ein zum Schaltweg proportionales analoges Signal an das Steuergerät zu liefern. In Abb. 5.8 ist das Prinzip eines Schaltgabelsensorsystems dargestellt. Der Permanentmagnet ist an der Schaltgabel befestigt und bewegt sich relativ zu einem Hall-Chip. Aufgrund der Positionsänderung des Permanentmagnets ändert sich die Intensität des

224

5


Hall-Chip Magnetfeld Permanentmagnet

Abb. 5.8 Prinzip eines Schaltgabelpositionssensors

magnetischen Feldes im Hall-Chip und somit auch das elektrische Ausgangssignal des Sensors.

5.3.3 Drucksensoren Drucksensoren ermöglichen in der Getriebesteuerung die Berechnung der Drehmomentübertragungsfähigkeit von reibschlüssigen Elementen wie Kupplungen und dadurch eine optimierte Ansteuerung. Dazu wird der Druck an der Kupplung gemessen und über eine als Kennlinie hinterlegte Funktion in ein Drehmoment umgerechnet. Details zur Berechnung finden sich in Abschn. 5.7. In Kombination mit Drehzahlinformationen ermittelt die Getriebesteuerung daraus Stellgrößen und steuert die Getriebehardware und über eine Schnittstelle das Drehmoment des Motors geeignet an. Der hydraulische Druck des Getriebeöls liegt an einer Membran an. Die mechanische Spannung in der Membran wird kapazitiv oder über Widerstandsnetzwerke gemessen und als analoges Ausgangssignal ausgegeben. Wird der Druck gegen den Umgebungsdruck gemessen, spricht man von einer Relativdruckmessung. Absolutdruckmessungen sind möglich, wenn die Membran gegen ein im Sensorgehäuse eingeschlossenes Referenzvakuum misst.

5.3.4 Temperatursensoren Für Regelungsvorgänge ist es wichtig, die Getriebetemperatur zu kennen. Da Getriebe in einem großen Betriebsbereich von 30 ı C bis 140 ı C betrieben werden, ändert sich das Verhalten des Getriebes und der Aktuatoren stark. Um eine optimierte Ansteuerung zu ermöglichen, wird die Information der Temperatur zur Funktionsansteuerung genutzt. Weiterhin werden mit Hilfe der Temperaturinformation Überwachungsfunktionen betrieben, die eine Überhitzung des Getriebes, des Getriebesteuergerätes oder von Anfahrelementen verhindern. Temperaturmessungen sind mit einem temperaturabhängigen Widerstand möglich. Durch Reihenschaltung mit einem Festwiderstand erhält man einen Spannungsteiler. Die gemessene Spannung ist temperaturabhängig. Steigt der Widerstand mit der Temperatur, spricht man von einem PTC (engl. positive temperature coefficient). NTC-Verhalten


225

(engl. negative temperature coefficient) liegt vor, wenn sich Temperatur und Widerstand umgekehrt proportional zueinander ändern.

5.3.5 Wählhebelpositionssensoren Der Fahrer wählt über den Schalthebel die gewünschte Betriebsart und Fahrtrichtung des Fahrzeugs aus. Dabei wählt er typischerweise zwischen vier verschiedenen Möglichkeiten: Parken (P), in dem das Fahrzeug im Stillstand gegen Wegrollen gesichert ist; Rückwärtsfahrt (R), in der das Fahrzeug rückwärtsfahren soll; Neutral (N), in dem der Kraftfluss zwischen Motor und Antriebsrädern unterbrochen ist; Drive (D), in dem das Fahrzeug vorwärtsfährt und automatisch und selbsttätig die Gänge wechselt. Eine fehlerhafte Übermittlung des Fahrerwunsches, z. B. das irrtümliche Vertauschen von Vorwärts- und Rückwärtsfahrt, ist sicherheitskritisch und muss durch geeignete Überwachungsmaßnahmen und Redundanzen im Wählhebelpositionssensor verhindert werden. Das Getriebesteuergerät benötigt eine Information über die Position des Wählhebels (PRND). Idealerweise wird diese direkt am Wählhebel sensiert und über CAN weitergegeben. Alternativ kann bei mechanischer Anbindung die Wählhebelposition auch im Getriebe gemessen werden (transmission range sensor (TRS)). Hierzu misst man den Verdrehwinkel der Welle zur mechanischen Parksperre. Es kommen berührungslose magnetisch oder induktiv messende Systeme zum Einsatz.

5.3.6 Signalaufbereitung und -filterung Die in Abschn. 5.3.2 vorgestellten Positionssensoren zeigen einen nicht linearen Verlauf über dem Verfahrweg der Schaltgabel. Abb. 5.9 zeigt einen typischen Signalverlauf. Die Höhe des Signalausschlags zu größeren oder kleineren Schaltwegen hin hängt vom Luftspalt zwischen Hall-Element und Magnetpolpaar ab. Der genaue Luftspalt wird nach Montage des Getriebes im Werk einmalig und individuell eingelernt. Danach kann das Signal während des Betriebes linearisiert werden. Mögliche Veränderungen des Sensorsignals über Temperatur und durch Alterung werden im Betrieb während der Lebensdauer des Getriebes durch eine Adaption in kleinen Schritten korrigiert, d. h. durch Nachstellen der Signalkennlinie, wenn ein Gang eindeutig als eingelegt erkannt wurde. Drucksensoren sind in der Regel linear und durch einen Verstärkungsfaktor in Volt je Millibar bestimmt. Allerdings ist eine Tarierung des Druckes auf 0 mbar zur Bestimmung eines Druck-Offsets notwendig. Diese Nullpunkttarierung oder -adaption wird während

Sensorsignal [V]

226

5


5,00 4,75 4,50 4,25 4,00 3,75 3,50 3,25 3,00 2,75 2,50 -13 -12 -11 -10 -9 -8 -7 -6 -5 -4 -3 -2 -1 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 2,00 1,75 1,50 1,25 1,00 0,75 0,50 0,25 0,00 Weg x [mm] L=4,8mm L=5,8mm L=4,8mm große Sensitivität

L=6,8mm L=7,2mm L=6,8mm kleine Sensitivität

Abb. 5.9 Beispiel eines Signalverlaufs bei Raumtemperatur

des Fahrbetriebes durchgeführt, wenn sichergestellt ist, dass die Kupplungen druckfrei sind, beispielsweise während eines Schaltvorganges. Mit dieser Tarierung werden sowohl Signalstreuungen im Sensor selbst kompensiert als auch Änderungen des Luftdrucks durch Wetter- oder Höhenunterschiede. Die über analoge Signale gemessenen Größen der Kupplungsdrücke, Schaltgabelpositionen, Ventilströme und Temperaturen benötigen in der Software kaum eine Filterung, höchstens eine Mittelung über zwei Messwerte. Allerdings kann im Hardwareaufbau des Steuergerätes ein Hardwarefilter zur Filterung von höherfrequenten Signalstörungen ausgeführt sein. Gemessene Ströme und Temperaturen liefern in der Regel ohne Einlern- oder Adaptionsverfahren korrekte Werte. Motor-, Eingangswellen- und Ausgangswellendrehzahlen werden über Frequenzmessung bestimmt. Es gibt auch hier in der Regel einen Filter im Hardwareaufbau des Steuergerätes. In der Software werden Filter zur Begrenzung der Drehzahlrate eingesetzt, um physikalisch unmögliche Änderungen auszuschließen. Bei Bedarf werden Tiefpassfilter erster Ordnung mit einer Zeitkonstante eingesetzt, die von der Höhe der Drehzahl abhängt. Je höher die Drehzahl wird, umso kleiner wird die Zeitkonstante des Filters. Außerdem können Eingangs- und Motordrehzahlen auch über eine 180ı -Kurbelwellenumdrehung gemittelt werden, um Drehungleichförmigkeiten eines Vierzylinderverbrennungsmotors zu filtern. Motordrehzahlen werden idealerweise hinter dem Drehschwingungsdämpfer und direkt auf der Primärseite der Kupplung gemessen, um bessere Bedingungen beispielsweise für eine Mikroschlupfregelung mit geringeren Drehungleichförmigkeiten zu haben.


227

5.3.7 Fehlererkennung Der Begriff Fehler sei im Folgenden zu verstehen als das Versagen eines Elements innerhalb des Systems Getriebe, mit der Folge, dass dieses Element seine spezifizierte Funktion nicht mehr erfüllen kann. Als Beispiel, auf das im Folgenden noch näher eingegangen wird, sei hier der Ausfall des Drehzahlsensors einer der beiden Getriebeeingangswellen in einem Doppelkupplungsgetriebe erwähnt. Dieser Sensor wird im Folgenden kurz als Eingangsdrehzahlsensor bezeichnet. Ein Fehler muss immer dann erkannt werden (und es muss entsprechend reagiert werden), wenn der Fehler zu einem sicherheitskritischen oder unerwünschten Verhalten führen kann. Die Identifizierung der möglichen Fehler innerhalb eines Systems und die Bewertung im Hinblick darauf, ob sie zu einem sicherheitskritischen oder unerwünschten Verhalten führen können, wird dabei mit Hilfe von systematischen und genormten Methoden durchgeführt (z. B. Failure Modes and Effects Analysis (FMEA), ISO 26262, IEC 61508). Auf diese Methoden soll an dieser Stelle nicht weiter eingegangen werden. Im Falle des oben erwähnten Ausfalls eines Eingangsdrehzahlsensors könnte zum Beispiel aufgrund der falschen Eingangswellendrehzahl eine zu niedrige Fahrzeuggeschwindigkeit angenommen werden.1 Aufgrund dieser zu niedrigen Fahrzeuggeschwindigkeit könnte dann ein zu niedriger Gang eingelegt werden, was wiederum zu einer Überdrehzahl und, im schlimmsten Fall, zur Zerstörung der Kupplung führen könnte. Da dies sicherlich ein unerwünschtes Verhalten darstellt, muss demzufolge die Getriebesteuerung, d. h. die Software im Getriebesteuergerät, den Ausfall eines Eingangsdrehzahlsensors erkennen. Die Realisierung wird im Folgenden genauer beschrieben. Generell ist festzustellen, dass die Software nicht den Fehler selbst, sondern eine Auswirkung des Fehlers, also ein Fehlverhalten, erkennt. Dieses mit dem Fehler assoziierte Fehlverhalten wird im Folgenden als Fehlerbedingung bezeichnet. Sicherlich wäre es im Falle des Ausfalls eines Eingangsdrehzahlsensors keine gute Idee, die Überdrehzahl an der Kupplung als Fehlerbedingung zu nehmen. Zum einen wäre damit der Zeitpunkt der Fehlererkennung schon zu spät, um das unerwünschte Verhalten, nämlich die Überdrehzahl der Kupplung, zu vermeiden. Zum anderen könnte es sicherlich noch einige weitere Fehler geben, die zu dieser Fehlerbedingung führen (z. B. den Fehler eines Aktuators). Hieran lassen sich also bereits zwei wichtige Forderungen an die Fehlerbedingung ableiten, nämlich: Die Fehlerbedingung muss es erlauben, den Fehler rechtzeitig zu erkennen, sodass durch eine geeignete Fehlerreaktion das sicherheitskritische oder unerwünschte Verhalten vermieden werden kann.

1

Bei eingelegtem Gang wird die Fahrzeuggeschwindigkeit aus der Eingangswellendrehzahl mit gegebener Übersetzung errechnet. Alternative Signale, z. B. des ABS-Steuergeräts, werden über das CAN verzögert übermittelt und liegen nicht synchron vor.

228

5


Die Fehlerbedingung sollte eine möglichst hohe Spezifität im Hinblick auf einen Fehler haben, d. h., sie sollte möglichst eindeutig mit einem Fehler zusammenhängen. Dies ist insbesondere für die Reparaturanweisung in der Werkstatt wichtig. Eine weitere wichtige und unmittelbar einleuchtende Forderung an die Fehlerbedingung ist die Forderung nach Robustheit. Dies bedeutet, dass die Fehlerbedingung möglichst nur dann erfüllt sein soll, wenn auch wirklich ein Fehler vorliegt. Als geeignete Fehlerbedingung wird in der Software des Getriebesteuergerätes die Abweichung zwischen der mit dem Eingangsdrehzahlsensor ermittelten Eingangswellendrehzahl und der aus einem weiteren, redundanten Sensor, nämlich dem Radrehzahlsensor im ABS-Steuergerät, ermittelten Eingangswellendrehzahl verwendet. Die Raddrehzahl des ABS-Steuergerätes wird dabei über das CAN empfangen und – bei eingelegtem Gang – mit Hilfe der Gangübersetzung in eine Eingangswellendrehzahl umgerechnet. Übersteigt die Differenz der beiden so ermittelten Eingangswellendrehzahlen eine bestimmte Schwelle, sind also die beiden aus den redundanten Sensoren ermittelten Informationen nicht plausibel, so ist damit die Fehlerbedingung erfüllt und die entsprechende Fehlerreaktion, nämlich Vermeidung von Gangwechseln, kann rechtzeitig ausgelöst werden. Somit erfüllt die beschriebene Fehlerbedingung die erste der beiden oben genannten Forderungen. Es ist unmittelbar ersichtlich, dass sie die zweite Forderung nicht erfüllt, denn sowohl ein Fehler des Eingangsdrehzahlsensors als auch ein Fehler des Radrehzahlsensors des ABS-Steuergerätes könnte dazu führen, dass die Plausibilitätsprüfung fehlschlägt. Um nun auch die Forderung nach hoher Spezifität zu erfüllen, wird speziell bei Doppelkupplungsgetrieben die Fehlerbedingung dahin gehend erweitert, dass auch noch die aus dem Eingangsdrehzahlsensor des zweiten Getriebepfades ermittelte Eingangswellendrehzahl in die Plausibilitätsprüfung einbezogen wird. Angenommen, wir betrachten hier den Ausfall des Eingangsdrehzahlsensors des geraden Getriebepfades, so kann ja, wenn sowohl auf dem geraden als auch auf dem ungeraden Getriebepfad ein Gang eingelegt ist, aus der Eingangswellendrehzahl des ungeraden Pfades die Eingangswellendrehzahl des geraden Pfades berechnet werden. Mit der damit vorliegenden zweifach redundanten Information über die Eingangswellendrehzahl lässt sich nun mit einer Zwei-aus-dreiAuswahl entscheiden, ob ein Fehler des Eingangsdrehzahlsensors oder des Raddrehzahlsensors vorliegt. Neben der in dem hier beschriebenen Beispiel verwendeten Fehlerbedingung der Nichtplausibilität zwischen den Informationen von redundanten Quellen werden häufig auch andere Plausibilitätsprüfungen, z. B. Bereichsüberprüfungen oder Gradientenüberprüfungen, als Fehlerbedingung verwendet.


229

5.3.8 On-Board-Diagnose Die On-Board-Diagnose (OBD) [2] dient der Erkennung und Verarbeitung von Fehlern im Fahrzeug. OBD-Systeme wurden 1988 in den USA mit der Absicht einer Überwachung von Abgasvorschriften über die gesamte Fahrzeuglebensdauer eingeführt. Fehler mussten über die sogenannte Motorkontrollleuchte (engl. malfunction indicator light (MIL)) angezeigt werden. Auch in Europa muss seit 2001 für Benzin- und seit 2003 für Dieselmotoren eine Motorkontrollleuchte vorhanden sein. Die Funktion der OBD ist aber nicht nur auf den Motor beschränkt. Mittlerweile verfügen die meisten Steuergeräte über OBD-Funktionen. Mit der Einführung von OBDFunktionen sollen Fehler gefunden werden, die

die Leistungsfähigkeit des Systems beeinträchtigen (z. B. wenn sicherheitsrelevant) einzelne Bauteile des Systems dauerhaft schädigen können den Komfort des Kunden beeinträchtigen dem Entwickler bei der Weiterentwicklung der Getriebe helfen können

Einige (relevantere) Fehler führen zu einem Leuchten einer Kontrollleuchte – andere wiederum werden nur im Fehlerspeicher abgelegt und dem Servicepersonal beim Auslesen mitgeteilt. Einige Fehler führen auch zu einem Notlaufprogramm (engl. limp home) oder auch zum Abschalten des gesamten Systems. Der Umfang des Diagnose-relevanten Programmcodes (Fehlererkennung, Speicherung, Fehlerreaktion, Kommunikation mit Diagnosegeräten) kann ein Drittel der gesamten Getriebesoftware betragen.

5.3.9 Aktuatoren Man unterscheidet Aktuatoren für hydraulische und elektromechanische Systeme (vgl. Kap. 4). Bei elektromechanischen Systemen sind dies im wesentlichen Elektromotoren. Hydraulische Systeme verwenden Schalt- und Proportionalventile. In Abb. 5.10 und 5.11 wird die Funktion der Ansteuerung eines hydraulischen Proportionalventils erläutert. Der Transistor wird mit einem PWM-Signal angesteuert. Ist der Transistor leitend, so fließt ein Strom durch die Wicklung des Magnetventils (vertikaler Pfeil). Bei ausgeschaltetem Transistor fließt in der Spule weiterhin Strom aufgrund der im Magnetfeld gespeicherten Energie. Somit stellt sich ein im Mittelwert konstanter Strom in der Spule ein. Die Höhe des mittleren Stroms ist abhängig vom Tastverhältnis des PWM-Signals. Tastverhältnis und mittlerer Strom sind proportional zueinander. Die Stromhöhe wird zusätzlich von der Betriebsspannung und dem temperaturabhängigen Widerstand der Wicklung beeinflusst. Um Einflüsse von diesen Störgrößen zu vermeiden, misst man den Strom in der Wicklung und regelt den Istwert auf den Sollwert. Durch die Regelung erhält man einen definierten Strom in der Wicklung des Ventils, was wiederum zu einer definierten

230

5


Abb. 5.10 Ansteuerung eines Proportionalventils Transistor Wicklung des Magnelventils Freilaufdiode

Ansteuersignal Mittlerer Strom Kleines Tastenverhältnis Großes Tastenverhältnis

Abb. 5.11 Ansteuerung eines Proportionalventils – Stromverlauf

magnetischen Kraft auf den Anker des Ventils führt. Dadurch hat man die Möglichkeit, einstellbare Druckregelventile zu realisieren. Die Frequenz des PWM-Signals liegt im Kilohertzbereich und ist nicht mit der Dither-Frequenz2 zu verwechseln, die in der Regel zwischen 50 und 100 Hz liegt.

5.4

Schaltpunktwahl

Jedes automatische Getriebe benötigt eine Schaltstrategie, da Gangwechsel ohne Fahrereingabe automatisch erfolgen. Früher wurde die Gangauswahl rein hydraulisch gesteuert, in modernen automatischen Getrieben werden aufwendige Softwarealgorithmen genutzt, die eine Vielzahl von Eingangsbedingungen in die Umsetzung der richtigen Gangauswahl einbeziehen (vgl. auch Kap. 1). Ziel einer Schaltstrategie ist es, alle Umgebungsbedingungen so zu verarbeiten, dass in jeder Fahrsituation der richtige Gang eingelegt ist, entweder verbrauchs- oder zugkraft- oder leistungsoptimiert. Weitere Anforderungen für den Fahrer sind Nachvollziehbarkeit und Reproduzierbarkeit. Aktuelle Schaltpunkte eines modernen automatischen Getriebes ergeben sich in der Ebene bei Niedrig- bis Teillast als ein Kompromiss zwischen Geräuschentwicklung und Kraftstoffverbrauch, bei Volllast sind die Hoch- und Rückschaltpunkte beschleunigungsoptimiert, bei Beladung und Steigung oder Gefälle zug- und schubkraftoptimiert und stets im nutzbaren Drehzahlbereich der Antriebsmaschine. 2

Die Dither-Frequenz dient als Anregung dazu, das Festgehen von Ventilen zu verhindern.

5.4 Schaltpunktwahl

5.4.1

231

Schaltstrategie

Die Schaltpunktbestimmung im Automatikmodus ist hauptsächlich eine Funktion des Fahrwiderstands, also des Rollwiderstands, Luftwiderstands, Steigungswiderstands und Beschleunigungswiderstands, sowie der Motorcharakteristik (Drehmomentverlauf über Drehzahl). Der Momentenverlauf des Motors ist wiederum von der Fahrereingabe, dem Fahrpedal, abhängig. Abb. 5.12 zeigt ein Drehmomentkennfeld (Drehmoment über Motordrehzahl) eines Dieselmotors in Abhängigkeit von der Pedalposition. Die Kombination dieses Drehmomentkennfelds mit der Fahrwiderstandskurve (vgl. Abb. 1.3) führt zu einem für alle Fahrpedalstellungen aussagekräftigen Fahrwiderstandsdiagramm, aus dem die für die Zugkraft optimalen Schaltpunkte ausgelesen werden können. Die theoretischen Hintergründe sind in Kap. 1 erläutert. Abb. 5.13 zeigt ein konventionelles Schaltpunktdiagramm für Hochschaltungen, welches die Abhängigkeit der Schaltpunkte von Fahrpedal und Fahrgeschwindigkeit verdeutlicht: Je mehr Fahrpedal, desto später erfolgt die Schaltung. Zusätzlich zum Wunsch nach einer optimalen Beschleunigung gibt es eine Vielzahl von Sonderbedingungen, welche in einer Schaltpunktbestimmung enthalten sein können. In den heutigen Automatikstrategien werden deshalb Parameter berechnet, welche wiederum in die Schaltpunktbestimmung mit einbezogen werden. Hier werden einige Sonderbedingungen behandelt. Kick-down Bei Kick-down werden sowohl Hoch- als auch Rückschaltungen leistungsoptimiert. Diese Sondersituation wird durch Auswertung des Fahrpedals festgestellt, entweder durch einen Kick-down-Schalter, welcher beim Durchtreten des Fahrpedals aktiviert wird, oder durch

Fahrpedal [%]

400 Drehmoment [Nm]

350 300 250 200 150 100 50 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000

15% 20% 25% 40% 49% 61% 75% 80% 100%

Motordrehzahl [1/min]

Abb. 5.12 Drehmomentkennfeld eines Dieselmotors in Abhängigkeit von der Pedalposition

232

5


100 90 80 Fahrpedal [%]

70 60 50 40 30 20 10 0 0

20

40

60

80

100

120

140

160 180

Hochschaltung Fahrgeschwindigkeit [km/h] Rückschaltung

Abb. 5.13 Konventionelles Schaltpunktdiagramm

eine Fahrpedalrate (Ableitung des Weges) in Verbindung mit dem absoluten Pedalweg. Dabei können Sonderschaltpunkte aktiviert werden, die zum Beispiel eine Doppelrückschaltung oder die Hochschaltungen kurz vor dem Drehzahlbegrenzer auslösen. Sportmodus Der Sportmodus kann Schaltpunkte verzögern, sodass das Drehzahlniveau steigt. Weiter kann die Hysterese zwischen Hoch- und Rückschaltung vergrößert werden, sodass kaum Doppelrückschaltungen ausgelöst werden und mehr im Gang gefahren werden kann. Diese Sonderbedingung kann entweder durch einen Schalter vom Fahrer aktiviert oder als adaptive Funktion durch Auswertung des Fahrpedals als Selbstlernfunktion aktiviert werden. Hierbei stellt sich das Schaltprogramm auf den Fahrer ein. Lasterkennung Bei der Lastererkennung werden Schaltpunkte radkraftoptimal verschoben. Im Ergebnis führt dies dazu, dass in allen Fahrsituationen (bergauf, bergab, mit oder ohne Beladung, mit oder ohne Anhänger) stets der für die pedalabhängige Motorleistung optimale Schaltpunkt bestimmt wird. Dies verhindert Pendelschaltungen, also schnell aufeinander folgende Hoch-Rück-Hochschaltungen, welche mit der Abstimmung „unbeladen in der Ebene“ regelmäßig auftreten. Die Auswertung der Last kann durch Sensoren erfolgen oder mit Hilfe von SoftwareAlgorithmen, der Fahrwiderstandsberechnung.

5.4 Schaltpunktwahl

233

160,0 140,0 Geschwindigkeit

120,0 100,0 80,0 60,0 40,0 20,0 0,0 L7

L6

L5

Last

L4

L3

L2

L1

0

15

30

45

60

67

75

80

100 90

Pedal

Abb. 5.14 3-dimensionales Schaltkennfeld mit Lastindex

Im ersten Fall werden mit Informationen eines Steigungssensors die Fahrwiderstände bergauf und bergab ermittelt, durch einen Beladungssensor (statischer Einfederweg) kann auf die Beladung zurückgeschlossen werden. Nachteilig sind die zusätzlichen Sensoren, die die Kosten des Getriebes erhöhen.3 Die Fahrwiderstandsberechnung ist ein reiner Softwarealgorithmus, welcher die momentane Fahrzeugbeschleunigung mit der errechneten Beschleunigung vergleicht. Die Sollbeschleunigung wird anhand der Motormomente und des Fahrwiderstandsmodells errechnet. Auf Basis von Soll-Ist-Differenzen werden Steigung oder Gefälle bestimmt. Beschleunigt zum Beispiel das Fahrzeug schneller als errechnet, ist der Fahrwiderstand geringer, das Fahrzeug fährt bergab. Beschleunigt es langsamer, ist es entweder stark beladen oder es fährt bergauf. Wird diese Information als interpolierender Lastindex neben der Fahrpedalbetätigung und der Fahrgeschwindigkeit in ein Schaltpunktkennfeld eingebracht, ergibt sich ein 3dimensionales Schaltkennfeld (Abb. 5.14). Durchdrehende und blockierende Räder Durch die Informationen über alle vier Raddrehzahlen und ihre Gradienten kann festgestellt werden, ob die Antriebsräder durchdrehen oder blockieren. Diesen Zustand zu 3

Eventuell sind entsprechende Signale aufgrund anderer Systeme im Fahrzeug vorhanden, z. B. der Luftfederung.

234

5


erkennen, ist wichtig, um die tatsächliche Fahrgeschwindigkeit (Geschwindigkeit über Grund) zu kennen und Fehlschaltungen zu vermeiden. Zusätzlich können zur Detektierung spezielle Signale von ABS- oder ESP-Modulen verwendet werden. Bei blockierenden Rädern wird die gemessene Fahrgeschwindigkeit gegen Stillstand gehen, obwohl das Fahrzeug noch mit einer Geschwindigkeit rutscht. Um zu vermeiden, dass hier in einen für die tatsächliche Fahrgeschwindigkeit zu kleinen Gang geschaltet wird, muss in der Schaltpunktbestimmung eine Rückschaltverhinderung aktiviert werden. Bei durchdrehenden Rädern kann eine Hochschaltverhinderung aktiviert werden, um das Schalten in einen zu hohen Gang, wodurch der Motor bei Wiedereintritt in die Haftbedingung absterben könnte, zu verhindern. Beschleunigungsabhängige Schaltpunktberechnung Hier gilt es, die Unterschiede der verschiedenen Automatikgetriebekonzepte darzulegen, um festzustellen, welche Art von automatischem Getriebe eine Vorausberechnung benötigt. Die Schaltpunktwahrnehmung des Fahrers beschränkt sich in der Hauptsache auf die Motordrehzahländerung, solange der Schaltkomfort zufriedenstellend ist. In einem automatisierten Schaltgetriebe wird der Hochschaltpunkt immer mit dem Einleiten der Zugkraftunterbrechung, dem Kupplungsöffnen, vom Fahrer wahrgenommen. Gleichzeitig sinkt die Motordrehzahl. Dieses Verhalten sollte hinreichend aus einem Handschaltgetriebe bekannt sein. Hier ist keine Vorausberechnung notwendig, da der Schaltpunkt unmittelbar ausgeführt wird. Bei einem konventionellen Automatikgetriebe mit Wandler und Planetensätzen sind immer alle möglichen Gänge formschlüssig eingelegt.4 Die Übersetzung ändert sich nur durch das Kupplungsöffnen des Startgangs und das Kupplungsschließen des Zielgangs, wobei dabei die Motordrehzahl auf den neuen, höheren Gang absinkt. Diese Drehmomentübergabe mit Drehzahlangleichung dauert in der Regel wenige 100 ms. In diesen wenigen 100 ms beschleunigt das Fahrzeug weiter, sodass der ermittelte Schaltpunkt unter Beschleunigung später fühlbar wird, als er ausgelöst wird. Bei einem Doppelkupplungsgetriebe wird zusätzlich vor der Drehmomentübergabe noch der Zielgang eingelegt, was wiederum einige 100 ms benötigt. Diese Verzögerung kann durch eine geeignete Gangvorwahlstrategie weitestgehend vermieden werden. Die Schaltpunktvorausberechnung wird benötigt, damit keine Schaltung außerhalb des nutzbaren Drehzahlbandes stattfindet. Da der Drehzahlabfall unabhängig von der Beschleunigung zum abgestimmten Schaltpunkt stattfinden soll, kann die Schaltpunktsteuerung beschleunigungsabhängig vorverlegt werden. Zur Berechnung werden die Gangeinlegezeit und die Drehmomentübergabezeit in Abhängigkeit von der Fahrzeugbeschleunigung benutzt. Bei bekannter Dauer der Schaltungs4

Einige der jüngsten Entwicklungen verwenden einzelne Klauenkupplungen, um mehr Übersetzungsstufen realisieren zu können und den guten Wirkungsgrad in geöffnetem Zustand gegenüber reibschlüssiger Kraftübertragung nutzen zu können.

5.5 Schaltdurchführung

235

parameter bis zum Drehzahlabfall und ermittelter Ist-Beschleunigung wird aus gegebenen Werten ein Fahrgeschwindigkeits-Offset ermittelt, welcher dann als Eingangsgröße in die Schaltpunktsteuerung eingeht. Damit wird sichergestellt, dass der abgestimmte Schaltpunkt beschleunigungsunabhängig ausgeführt wird. Im umgekehrten Fall, also bei Verzögerung des Fahrzeugs durch Bremsen, kann dieses Verfahren ebenfalls angewandt werden.

5.5

Schaltdurchführung

Der Schaltübergang eines automatischen Getriebes realisiert den Wechsel zwischen den Gangstufen. Dabei werden sowohl Motordrehzahl als auch Motormoment vom Startgang auf den neuen Zielgang angepasst. Die hierbei vorkommenden Schaltungstypen sind in Abschn. 2.1 klassifiziert. Dort findet sich auch eine detaillierte Beschreibung der jeweiligen Schaltphasen. Aufgabe der Steuerungssoftware ist es, die Abfolge der Schaltphasen robust über Algorithmen auszuführen. Die Implementierung der Schaltdurchführung besteht aus einer Grundsteuerung durch eine Vorsteuerung. Darüber hinaus wird eine kurzfristige Regelung und eine langfristige Adaption eingesetzt. Dabei hat die Adaption die Aufgabe, externe und interne Störeinflüsse mit langen Zeitkonstanten, wie Temperaturschwankungen und Verschleiß, zu kompensieren. Die Regelung gleicht kurzfristige Ungenauigkeiten zum Beispiel von Drehzahlen oder des vom Motorsteuergerät ermittelten Motormoments aus. Abb. 5.15 zeigt die prinzipielle Verknüpfung zwischen Vorsteuerung, Adaption und Regelung. Sinn der Adaption im Regelkreis ist also, den Vorsteueranteil für die Strecke zu optimieren, damit der Regler lediglich kleine Abweichungen vom Sollwert auszugleichen hat. Die Strategien der Regelung und Adaption werden in den folgenden Abschnitten vorgestellt.

Soll

+

Vorsteuerung

+

Adaption

Strecke

Regler

langsam

schnell

+

–

Abb. 5.15 Regelstrategie mit Adaption zur Vorsteuerung und Regelung

Ist

236

5

5.5.1


Regelung

Für die Regelung eines Schaltübergangs wäre es wünschenswert, Drehmomentsensoren zur Messung der tatsächlichen Kupplungsdrehmomente zur Verfügung zu haben. Der Einsatz von Drehmomentsensoren kommt jedoch für die Serienproduktion aus Robustheits-, Kosten- und Bauraumgründen nicht in Frage.5 Alternativ basiert die Regelung in erster Linie auf kostengünstigen und robusten Drehzahlsensoren. Mit Anwendung des Drallsatzes können basierend auf der bekannten primären Massenträgheit und der gemessenen Drehzahlrate die resultierenden Momente ausgerechnet werden. Für komfortable Schaltungen ist eine schnelle und idealerweise nicht spürbare Drehzahlanpassung notwendig. Um dies zu erreichen, kommt meist in Doppelkupplungsgetrieben eine Kombination aus Drehmomentenvorsteuerung mit überlagerter Drehzahlregelung zum Einsatz. Die Vorsteuerung erfolgt auf Basis der physikalischen Zusammenhänge und würde bei einem theoretisch idealen Getriebe und Motor zu dem gewünschten Verlauf von Radmoment und Motordrehzahl führen. Abweichungen aufgrund von Ungenauig-

Drehzahlen

Mikroschlupf Motor

Eingangswelle 1. Gang


Zeit

Drehmomente

Motor

Kupplung 1

Kupplung 2

Zeit

Abb. 5.16 Idealer Verlauf, keine Regelung notwendig

5

Während der Entwicklung und Kalibration ist der Einsatz von Drehmomentsensoren vorteilhaft, die Instrumentierung erfolgt oft an den Seitenwellen (Ausgangsmoment).


237 mit Regelung ohne Regelung

Motor Drehzahlen


Mikroschlupf


Zeit

Regelung

Drehmomente

Motor

Kupplung 1

Kupplung 2

Totzeit

Zeit

Abb. 5.17 Realer Verlauf, Regelung notwendig

keiten bei der Momentenberechnung, aufgrund von unterschiedlichen Streckenzeiten und aufgrund von Temperaturänderungen werden durch Drehzahlregelungen ausgeglichen. Je besser das Verständnis des physikalischen Systems, desto besser die Qualität der Steuerung. Hauptaufgabe der Regelung ist es, Abweichungen nur soweit auszugleichen, wie es für komfortable und dynamische Schaltabläufe notwendig ist. Die Regelung darf nicht zu kurzzeitigen Drehzahl- oder Momentenänderungen führen, die für den Fahrer unangenehm spürbar sind. Der Anteil der Regelung wird in dem folgenden Beispiel illustriert. Verhalten sich die Kupplungsmomente theoretisch ideal und folgen der Anforderung ohne oder mit gleicher Verzögerung (Abb. 5.16), so ist keine Regelung notwendig. Der Schlupf bleibt konstant und das Radmoment wird den geplanten Verlauf zeigen.

238

5


Diese Verläufe werden sich in einem realen System nicht ergeben. Die Strecke wird Abweichungen und Störungen haben, die durch eine Regelung ausgeglichen werden müssen. Abb. 5.17 zeigt die annehmende Kupplung mit einer Totzeit. Ohne Regelung würde dieses Verhalten zu einem Anstieg der Motordrehzahl und einem Abfall des Radmomentes führen. Mit Regelung fällt als Reaktion auf die Schlupfänderung das Moment der abgebenden Kupplung langsamer ab. Somit bleibt das Summenmoment nahezu konstant. Die Motordrehzahl steigt nur unwesentlich an und das Radmoment wird sich für den Fahrer nicht unangenehm spürbar ändern.

5.5.2

Adaption

Eine Adaption wird implementiert, um interne und externe Störeinflüsse mit großer Zeitkonstante, wie äußere Temperaturänderungen, Produktionsstreuung und Alterungseffekte, über eine Vorsteuerung zu minimieren. Der Begriff der Adaption beschreibt die Anpassung von Systemparametern an die aktuellen Bedingungen, um diese Varianzen auszugleichen und ein gleichbleibendes Systemverhalten sicherzustellen. Prinzipiell werden dabei zwei Arten von Adaption unterschieden, welche im Folgenden genauer beschrieben werden: initiale Adaption eines neuen Getriebes und Adaption über die Lebensdauer des Getriebes. Initiale Adaption Mit Hilfe der initialen Adaption sollen die Streuungen, die im Herstellungsprozess auftreten, ausgeglichen werden. Als Beispiel dient hier ein elektromagnetisch betätigtes Druckregelventil: Die Beziehung zwischen dem angelegten Strom und dem resultierenden Druck ist aufgrund der nicht vermeidbaren Fertigungstoleranzen nur annähernd bekannt. Die Charakteristik für ein Ventil ist in Abb. 5.18 zu erkennen. Nach dem Zusammenbau ist dieses Ventil zu vermessen. Dazu wird an der Fertigungslinie das Ventil mit Strom beaufschlagt und der sich einstellende Druck zurückgemessen. Die daraus resultierende Charakteristik wird anschließend im Getriebesteuergerät abgelegt und gilt nur für dieses individuelle Ventil. Nachteil der initialen Adaption ist der Zeitaufwand, der für jedes produzierte Getriebe kalkuliert werden muss. Daher ist beim Entwurf des Gesamtsystems darauf zu achten, möglichst wenige Komponenten mit individuellen Charakteristiken zu verwenden. Idealerweise sind die Adaptions- und Einlernroutinen in die Abläufe bei der Endabnahme und Funktionsprüfung im Getriebe- oder Fahrzeugwerk integriert. Dabei ist es vorteilhaft, wenn das endgültige Getriebesteuergerät schon verwendet wird und die Adaptionsdaten dort abgelegt werden können. Die Datenübermittlung auf ein anderes Steuergerät bedeutet zusätzlichen Aufwand. Entsprechende Adaptions- und Einlernroutinen sind auch für den Service zu konzeptionieren. Nach Reparatur oder Tausch von Komponenten sind die tatsächlichen Werte neu zu ermitteln und im Steuergerät abzulegen.

239

18000 16000 14000

Druck Strom

12000 10000 8000 6000 4000 2000 0

0

20

40

60

80

100

1800 1600 1400 1200 1000 800 600

Strom[mA]

Druck[mbar]


400 200 0 120

Zeit[ms]

Abb. 5.18 Beziehung zwischen Strom und Druck in einem Druckregelventil

Adaption über Lebensdauer Während der Lebensdauer des Getriebes auftretende Umwelt- und Verschleißeinflüsse sind über eine Adaption über Lebensdauer zu kompensieren. Dabei sind insbesondere die Kupplungselemente zu betrachten: Bei nass laufenden Kupplungen hat die Qualität des Öls einen großen Einfluss auf die Schaltqualität. Die Ölqualität nimmt mit dem Alter ab, da unter anderem Additive zersetzt werden und das Öl Wasser aufnimmt. Bei trockenen Kupplungen führt der unvermeidbare Abrieb in der Regel zu einer Änderung der Charakteristik der Drehmomentübertragung in Abhängigkeit von Betätigungskraft bzw. Betätigungsweg. Weiter ist dem Verschleiß anderer Getriebekomponenten wie der Synchronisierung Rechnung zu tragen. Beispielsweise wird die Adaption über Lebensdauer hier anhand der Haftpunktermittlung der Kupplung erläutert. Dazu ist anzumerken, dass die Güte der Drehmomentberechnung anhand des eingestellten Kupplungsdrucks für die Schaltqualität eine entscheidende Rolle spielt. Details zur Berechnung finden sich in Abschn. 5.7. Die Korrelation zwischen Druck und Drehmoment ist wie oben beschrieben allerdings nicht konstant und muss regelmäßig nachgestellt werden. Diese Justierung findet in Fahrsituationen statt, bei denen die Kupplung vollständig geschlossen ist und daher kein Schlupf auftritt. Dies ist zum Beispiel bei Konstantfahrten der Fall. In Abb. 5.19 ist die Vorgehensweise dargestellt. Der Kupplungsregler senkt das Kupplungsmoment soweit ab, dass ein definierter, kleiner Schlupf auftritt. Das zu diesem Zeitpunkt übertragene Kupplungsmoment ist nun der neue Haftpunkt für das aktuelle Motormoment bei der aktuellen Temperatur und wird im Getriebesteuergerät gespeichert. Hierbei ist zu beachten, dass die abgelegten Werte sich nur in kleinen Schritten verändern sollten, um eine robuste Adaption zu erhalten. Es ist also nicht gewünscht, dass kurzfristig größere Änderungen der Kupplungscharakteristik adaptiert werden, da dies auch physikalisch nicht im Normalbetrieb auftritt. Die Ermittlung sinnvoller und plausibler Adaptionsgeschwindigkeiten sowie fester absoluter Adaptionsgrenzen erfordert eine Vielzahl an Messungen auf Prüfständen und in Fahrzeugen und ist für eine robuste Adaption über Lebensdauer zwingend erforderlich.

240

5


Moment

gewünschtes Kupplungsmoment Motormoment

Haftpunkt alt

Haftpunkt neu

Drehzahl

Zeit

Motordrehzahl

Drehzahl Getriebeeingang

Abb. 5.19 Verlauf einer Kupplungsadaption

5.6

Sicherheit in Getriebesystemen

Werden Getriebesysteme mit elektronischen Komponenten entwickelt, können bei automatischen Getrieben viele zusätzliche Funktionen dargestellt werden. Viele dieser Funktionen dienen dem Komfort des Fahrers und tragen zu einer Erhöhung der Fahrsicherheit bei, da der Fahrer im Verkehr von Kupplungs- und Gangwechselvorgängen entlastet wird und sich voll auf das Verkehrsgeschehen konzentrieren kann. Die dafür entwickelten komplexen Steuerstrategien greifen auf eine Vielzahl von Informationen aus Sensoren und vom CAN-Bus zu, um richtig und der Fahrsituation angepasst zu reagieren. Dabei ist es besonders wichtig, dass das System immer so reagiert, wie der Fahrer es erwartet. Insbesondere in kritischen Situationen oder auch bei Bauteilversagen muss sichergestellt sein, dass die Fahrzeuginsassen und andere Verkehrsteilnehmer durch das Getriebe nicht gefährdet werden. Bereits bei der Entwicklung ist sicherzustellen, dass die von Getrieben ausgehende Gefährdung im Normalbetrieb und im Versagensfall minimiert wird. Im automobilen Umfeld wurde dazu die Norm IEC 61508 [3] genutzt, die jetzt durch ISO 26262 [4] abgelöst wird. Die Normen fordern einen Entwicklungsprozess, der die zu erwartende Benutzung des Fahrzeugs und des Getriebes durch den Endkunden erfasst. Die Benutzung wird dann in Klassen eingeteilt, SIL (Safety Integrity Level) oder ASIL (Automotive Safety Integrity Level) genannt. Diese Klassen beschreiben das Risiko für Insassen und andere Verkehrsteilnehmer im Falle eines Versagens. Die Klassen werden Baugruppen zugeordnet und in ein Verhältnis zu Ausfallwahrscheinlichkeiten gesetzt und die Gefährdungen werden durch gezielt gesteuerte Entwicklung minimiert. Zur technischen Lösung im Getriebe ist eine Gefahrenanalyse und Risikobetrachtung durchzuführen. Hieraus ist ein Sicherheits- und Testkonzept abzuleiten, welches durch eine Vielzahl von Tests überprüft werden muss, um zu bestätigen, dass ein Getriebe im Normalfall nicht kritisch versagt. Eine andere Möglichkeit ist die gezielte Auswahl von

5.6 Sicherheit in Getriebesystemen

241

Bauteilen, um eine Ausfallwahrscheinlichkeit zu minimieren. Weiterhin können Baugruppen doppelt vorgesehen werden, damit bei Ausfall einer Baugruppe mit der noch intakten weitergefahren werden kann (Redundanz). Da alle diese Maßnahmen unmittelbar zu erhöhten Kosten im Produkt führen, ist ein gezielter und abgestimmter Einsatz erforderlich. Im Rahmen der Entwicklung ist abzuwägen, ob eine bessere Absicherung durch Bauteile oder durch zusätzliche Überwachungsstrategien erreichbar ist. Das oberste Ziel auf der Fahrzeugebene ist, immer die Erhaltung der Fahrstabilität zu gewährleisten. So soll erreicht werden, dass der Fahrer in allen Fahrsituationen das Fahrzeug bestmöglich beherrschen kann und z. B. in einer Kurve sicher der Fahrspur folgen kann. Auf der Getriebesystemebene wird dies durch Maßnahmen in der Getriebehardware oder der Software erreicht. So können speziell installierte mechanische oder hydraulische Baugruppen Funktionen gegeneinander verriegeln und damit kritische Zustände wie das Blockieren von Rädern verhindern. Die Auslegung dieser Baugruppen wird dann im Entwicklungsprozess besonders sorgfältig überwacht und durch Tests abgesichert. Überwachungsstrategien in Getrieben können heute verschiedenste Informationsquellen wie eigene Sensoren mit anderen Informationen aus dem Fahrzeug-CAN vergleichen und damit ein potentielles Fehlverhalten erkennen und verhindern. Die Software spielt hierbei die zentrale Rolle, da alle Funktionen, Steuerungs- und Regelungsvorgänge auf dem Getriebeprozessor durch sie getätigt werden, alle Informationen hier zusammenlaufen und im Entwicklungsprozess komplexeste Abläufe darstellbar sind. Ein Vorteil der Software ist dabei, dass nach der Erstellung keine weiteren Produktionskosten entstehen, weil die Software durch das Programmieren des Getriebesteuergerätes vervielfältigt werden kann. Mit Hilfe von Softwarefunktionen ist es möglich, fast alle Getriebezustände zu überwachen und im Ernstfall gezielte Gegenmaßnahmen einzuleiten. Speziell bei der Verwendung von Software zur Absicherung greifen erweiterte Prozessierungsvorschriften, die in den Normen ISO 612508 und ISO 26262 beschrieben sind. Als Standardmodell kommt ein Drei-Ebenen-Konzept zur Anwendung. Abb. 5.20 [5] zeigt das Schema des Konzepts. Dabei wird als Ebene 1 die normale Software, die alle Getriebefunktionen sowie Diagnosefunktionen einhält, bezeichnet. Diese Software wird durch eine Software auf Ebene 2 unabhängig überwacht. Die Software der Ebene 2 enthält die Sicherheitsüberwachungsfunktionen und ist oft handprogrammiert. Sie überprüft die richtige Funktion der Ebene 1 mit Hilfe von eigenen Informationen und unabhängig aufbereiteten Sensorsignalen. Im Falle einer kritischen Regelverletzung löst die Software der Ebene 2 situativ für die jeweilige Fehlfunktion einen Reset des Steuergerätes oder ein Abschalten der Endstufen aus, um einen erkannten Fehler der Ebene 1 zu verhindern. Die entsprechende Fehlerreaktion wird bei der Entwicklung des Sicherheitskonzepts festgelegt. Im Gegensatz zur Fehlererkennung (Abschn. 5.3.7) und On-Board-Diagnose (Abschn. 5.3.8) übernimmt die Ebene 2 keine operativen Getriebefunktionen, sondern dient ausschließlich der Überwachung. Umgekehrt ist die Anforderung an die Software der Ebene 1, eine Reaktion der Ebene 2 zu verhindern. Die dazu notwendigen Fehlerer-

242

5


Ebene 1 Eingangssignale

leistungsbestimmende Endstufen

Steuergeräte-Funktionen Ebene 2

Enable

Funktionsüberwachung Programmablaufkontrolle Ebene 3 Speichertest der Ebene 2

Funktionsrechner Überwachungsrechner

fragespez. Testdaten

Fehlerreaktion

funktionsspez. Befehlssatztest

Antwortbeitrag

Frage

Verknüpfung

Antwort

Enable

Überwachungsmodul

Abb. 5.20 Schema des Drei-Ebenen-Konzepts

kennungen in Ebene 1 müssen also mindestens die Erkennungsfunktionen der Ebene 2 umfassen. Als Ebene 3 kommt typischerweise ein Koprozessor oder ASIC (Application-specific Integrated Circuit) zum Einsatz. Dieser steht in einer zeitlich synchronisierten Kommunikation mit dem Hauptprozessor des Steuergerätes und prüft mit Hilfe von zeitlicher Überwachung und Prüfbefehlen wie Rechenaufgaben, ob der Hauptprozessor richtig funktioniert. Im Falle einer Zeitüberschreitung oder Fehlfunktion löst der Koprozessor ebenfalls einen Reset des Steuergerätes oder ein Abschalten der Endstufen aus, da sonst nicht sichergestellt wäre, dass die Funktionen der Ebene 1 oder 2 korrekt ausgeführt werden.

5.7

Berechnung des Drehmoments über Druck

Für die Berechnung des Kupplungsdrehmoments in Abhängigkeit vom gestellten Druck wird hier eine Mehrscheibennasskupplung mit mehreren Reibflächen zwischen Kupplungsprimär- und Sekundärseite betrachtet. Durch eine Kraft auf die Kupplungsscheiben wird ein definiertes Reibungsdrehmoment erzeugt. Die Kraft wird durch einen hydraulischen Druck in einem Betätigungszylinder mit Kolben erzeugt. Bei Differenzdrehzahl von 0 U/min zwischen den Kupplungsscheiben ist das Reibungsdrehmoment die Drehmomentkapazität (vgl. Abschn. 1.4 und 3.6). Die Kupplungsscheiben werden ohne hydraulischen Druck durch eine Feder auseinander gehalten (aktiv zu schließende Kupplung). Damit wird bei geöffneter Kupplung das Restdrehmoment minimiert. Die dadurch be-

5.7 Berechnung des Drehmoments über Druck

243

dingte Differenzkraft entspricht einem Differenzdruck, der erst überwunden werden muss, damit die Kupplungsscheiben aneinander anliegen und Drehmoment übertragen können. Dieser Druck wird nachfolgend als Stroke Pressure bezeichnet. Die Drehmoment-zu-Druck-Charakteristik der Kupplung hat eine Großsignalhysterese im ein- bis gerade zweistelligen Newtonmeter-Bereich. Die Kleinsignalhysterese liegt im Bereich von 1 Nm. Daraus folgend ergibt sich eine mögliche Drehmomentauflösung von etwa 1 Nm. Dies ist eine für Drehzahl- und Schlupfregelung beim Anfahren und bei Schaltvorgängen mehr als hinreichende Auflösung. Die absolute Stellgenauigkeit des Drehmoments ergibt sich u. a. aus der Großsignalhysterese. Hier würde man sich bessere Werte wünschen. Da die Hysterese aus Reibungseffekten herrührt und diese nicht gut reproduzierbar sind, wird auf eine Kompensation der Hysterese in der Ansteuerung verzichtet. Entsprechend den physikalischen Eigenschaften und dem Design der Kupplungssteuerung ist die übergeordnete Steuerung eine Zustandsmaschine, sie hat die stationären Zustände Torque Control, Disengaged sowie die transienten Zustände Stroking, Destroking. Innerhalb der einzelnen Zustände werden spezielle Funktionen ausgeführt. Die Zustandsmaschine ist in Abb. 5.21 gezeigt. Die physikalischen Grundlagen des Gangwechsels und der Synchronisierung sind in Abschn. 2.1 beschrieben. Die Kupplungssteuerfunktion liefert letztendlich einen Solldruck an die Kupplungsaktuatorik. Dieser Solldruck wird über einen Druckregler mit PID-Charakteristik (proportional-integraler Regler mit Differentialanteil) eingestellt. Die Dynamik der Kupplungsaktuatorik ist in diesem Regelkreis berücksichtigt. Die Dynamik der Kupplungsdruck-zuKupplungsdrehmoment-Charakteristik liegt im einstelligen bis knapp zweistelligen Millisekundenbereich. Daher wird auf eine Berücksichtigung dynamischer Effekte bei der Sollwertberechnung des Kupplungsdruckes verzichtet. Der Zustand Torque Control ist der eigentliche Arbeitszustand der Kupplung, in dem die Kupplungslamellen in Anlage sind. Es wird eine definierte Drehmomentkapazität erzeugt. Der endgültige Kupplungsdruck ist hier größer oder gleich dem Stroke Pressure pstroke . Wie in Gl. (3.3) eingeführt, gilt für die Drehmomentkapazität MK D FN N rm ;

(5.1)

244

5


Zustand: DISENGAGED

Zustand: STROKING

Zustand: DESTROKING

Zustand: TORQUE CONTROL

Abb. 5.21 Zustandsmaschine der Kupplungsansteuerung

wobei FN die Normalkraft auf die Reibflächen, N die Anzahl der Reibflächen, rm der effektive Reibradius für die Kraft und der Reibkoeffizient ist. Die Normalkraft FN D pA ist das Produkt aus dem Kupplungsbetätigungsdruck p und der Kolbenfläche A. Für die Drehmomentkapazität gilt damit MK D pAN rm :

(5.2)

Umgeformt ergibt dies den effektiven Druckanteil peff peff D

Mdes ; AN rm

(5.3)

in Abhänggkeit des geforderten Solldrehmoments Mdes der Kupplung. Um die Überwindung der Öffnungsfeder zu berücksichtigen, muss noch der Stroke Pressure pstroke addiert werden pdes D

Mdes C pstroke : AN rm

(5.4)

Abb. 5.22 zeigt das Berechnungsmodell für den Solldruck. Der Reibkoeffizient der Kupplungsbeläge ist abhängig von der Differenzdrehzahl, bzw. dem Schlupf S, der Temperatur sowie der Normalkraft, d. h. vom Kupplungsdruck peff . Entsprechend wird der Reibwert berechnet aus einem Kennfeldsatz mit linearer Interpolation über der Differenzdrehzahl, der Kupplungstemperatur sowie dem effektiven

5.7 Berechnung des Drehmoments über Druck

245

pstroke

Abb. 5.22 Berechnungsmodell für Solldruck

* /

Mdes .. .

S T

peff pdes +

μ(S,T, peff )

A N rm

Kupplungsdruck (ohne Anteil des Stroke Pressure). Die Abhängigkeit der Reibkoeffizienten vom Kupplungsdruck selbst bedingt in der Steuerung eine algebraische Schleife. Dies ist wegen der Druck-Drehmoment-Charakteristik der Kupplung jedoch unproblematisch. Abb. 5.23 zeigt das Beispiel eines solchen Kennfelds für konstante Temperatur in Abhängigkeit von Schlupfdrehzahl und Kupplungsdruck. Der Reibwert ändert sich über die Lebensdauer der Kupplung. Diese langfristige Änderung wird mittels einer Adaption kompensiert. Diese Strategie ist in Abschn. 5.5.2 erläutert. Im Zustand Stroking wird die Kupplung befüllt, d. h., die Kupplungslamellen werden aus der durch die Feder bewirkten offenen Position in Anlage gebracht. Damit wird

0,2 0,19 0,18

Reibwert

0,17 0,16 0,15 0,14 0,13 2000 1000 500 100 Differenzdrehzahl [1/min] 50

0,12 0,11 0,1 400

3100

6300

8800 Kupplungsdruck [mbar]

12000

20

Abb. 5.23 Reibkennfeld bei konstanter Kupplungstemperatur von 40 ı C

246

5


die Übertragung von Drehmoment erst möglich. Eine spezielle Kupplungsbefüllfunktion beschleunigt den Übergang vom offenen Zustand Disengaged (siehe unten) in den Drehmomentübertragungszustand Torque Control (siehe oben) und bewirkt zudem einen definierten Übergang zwischen diesen Zuständen. Der Befüllvorgang wird durch einen Kupplungsdruckregler mit PD-Charakteristik (proportional-differentialer Regler) implementiert. Im Zustand Disengaged soll die Kupplung offen sein, d. h., die Kupplungslamellen sollen möglichst weit auseinander liegen, damit ein möglichst kleines Restdrehmoment übertragen wird. Hier wird aber nicht ein Kupplungsdruck von null angesteuert. Vielmehr wird die Kupplung mit einem Minimaldruck pdes, min von wenigen 100 mbar betätigt. Dies verhindert das Eindringen von Luft in die Aktuatorik. Da dieser Minimaldruck deutlich kleiner ist als der zur Überwindung der Vorspannungen erforderliche Druck pstroke ist die Kupplung sicher geöffnet. Im Zustand Destroking wird die Kupplung aus dem Drehmoment übertragenden Zustand Torque Control kommend entleert, bis der dem Zustand Disengaged entsprechende Druck erreicht ist. Zur Vermeidung von im Fahrzeug spürbaren Drehmomentsprüngen sollte dieser Zustand erst eingenommen werden, wenn das im Zustand Torque Control gestellte Drehmoment den Wert 0 Nm erreicht hat.

Literatur 1. Faust H, Steinberg I (2008) The new GETRAG PowerShift transmissions 6DCT450 & 6DCT470. In: Getriebe in Fahrzeugen. VDI-Berichte, Bd 2029. VDI, Düsseldorf, S 69 2. International Organization for Standardization (2010) ISO 15031 – Straßenfahrzeuge – Kommunikation zwischen Fahrzeug und externen abgasrelevanten Diagnosetestsystemen. Beuth, Berlin 3. Comité Européen de Normalisation (2011) DIN EN 61508 – Funktionale Sicherheit sicherheitsbezogener elektrischer, elektronischer, programmierbarer elektronischer Systeme. Beuth, Berlin 4. International Organization for Standardization (2009) ISO/FDIS 26262 – Straßenfahrzeuge – Funktionale Sicherheit. Norm-Entwurf. Beuth, Berlin 5. Rasche H, Nägler H, Ertl C, Stoiber R, Rehm L, Roth H, Staib T, Veldten B (2006) Standardisiertes E-Gas-Überwachungskonzept für Motorsteuerungen von Otto- und Dieselmotoren – Spezifikation, Version 3.0. Arbeitskreis EGAS, Verband der Automobilindustrie, Berlin

Getriebekonstruktionen für Pkw-Anwendungen

In diesem Kapitel stehen Konstruktionen von Pkw-Getrieben im Fokus, die in Groß- oder Kleinserien verbaut werden. Getriebeanwendungen außerhalb des Pkw-Bereichs werden in Kap. 8 vorgestellt. Die im Folgenden betrachteten Getriebeanwendungen in Pkw können in Stufen- und Stufenlosgetriebekonzepte unterteilt werden. Stufengetriebekonzepte stellen Getriebevarianten dar, welche eine endliche Anzahl von Gängen besitzen. Dazu gehören

Handschaltgetriebe (MT, manual transmission) Automatisierte Handschaltgetriebe (AMT, automated manual transmission) Doppelkupplungsgetriebe (DCT, double clutch transmission) Automatikgetriebe (AT, automatic transmission)

Ihnen ist die Verwendung von Zahnrädern zur Leistungsübertragung sowie Schaltelementen zur Realisierung der prinzipbedingt notwendigen Übersetzungswechsel gemein. Stufenlosgetriebe (CVT, continuously variable transmission) bilden die zweite Gruppe. Im Unterschied zu Stufengetrieben nutzen sie Variatoren zur stufenlosen Einstellung der Getriebeübersetzung. Abschn. 6.6 behandelt diese spezielle Getriebebauart. Handschaltgetriebe werden im Detail in Abschn. 6.2, Stufenautomaten mit Wandler in Abschn. 6.5 behandelt. Diese Getriebearten dominieren seit jeher den Getriebemarkt im Pkw-Bereich. Dabei stellen Handschaltgetriebe die am häufigsten gebaute Getriebevariante für Pkw dar. Schon früh, aber lange Zeit ohne nennenswerte Stückzahlen und im gehobenen Segment zwischenzeitlich ganz verschwunden, gab es die automatisierten Handschaltgetriebe (Abschn. 6.3). Doppelkupplungsgetriebe (Abschn. 6.4) wurden erstmals im Jahre 2003 von VW unter dem Markennamen DSG (Direktschaltgetriebe) in Serienfahrzeugen eingeführt. In den 80er Jahren verwendete Porsche Doppelkupplungsgetriebe erstmals im Rennsport. Auf Grund der für den Serieneinsatz zu aufwendigen Getriebesteuerung hat diese Getriebeart jedoch erst spät im Pkw-Sektor Einzug gefunden. © Springer Fachmedien Wiesbaden 2016 247 R. Fischer et al., Das Getriebebuch, Der Fahrzeugantrieb, DOI 10.1007/978-3-658-13104-3_6

6

248

6


Viele der Konstruktions- und Entwicklungsaufgaben sind vom Getriebetyp unabhängig und werden deshalb neben allgemeinen Konstruktionselementen von Pkw-Getrieben in Abschn. 6.1 behandelt. Entsprechend der Kernaufgaben aus Kap. 1 werden die Elemente der Leistungsübertragung in den darauffolgenden Abschn. 6.2 bis 6.6 zu Getriebesystemen kombiniert und anhand von Ausführungsbeispielen teils in Serie befindlicher Getriebe diskutiert.

6.1

Bauartübergreifende Merkmale, Elemente und Aufgaben

Komfort, Qualität, Wirtschaftlichkeit, Umweltverträglichkeit, Design, passive und aktive Sicherheit als kundenrelevante Entwicklungskriterien lassen sich in den Fahrzeuggetrieben entsprechend abbilden [1–3]. Sie bilden die Grundlage bei jeder Neu- und Weiterentwicklung von Fahrzeuggetrieben. In den obigen Kapiteln sind konstruktive Elemente der Leistungsübertragung, Übersetzungsrealisierung und des Gangwechsels betrachtet. Zur Realisierung von Getrieben sind jedoch noch weitere Konstruktionselemente notwendig. Der Darstellung der möglichen Getriebeanordnungen in Pkw schließt sich deshalb ein Abschnitt zu allgemeinen Konstruktionselementen des Getriebes an. Das Getriebegehäuse als zentrales Konstruktionselement wird gesondert betrachtet. Dem Entwicklungsprozess und auch speziell der Ermittlung von Getriebebelastungen ist ebenfalls ein eigener Abschnitt gewidmet. Applikation und Kalibration werden zunehmend wichtiger und erfordern zusätzlichen Entwicklungsaufwand bei moderner Getriebetechnologie. Um effizient eine hohe Schaltqualität erreichen zu können, sind in Abschn. 6.1.7 moderne Methoden umrissen.

6.1.1 Getriebeanordnungen Die Anordnung der VKM im Fahrzeug kann in unterschiedlichen Richtungen und Positionen erfolgen. Sie werden vorne, hinten oder mittig im Fahrzeug verbaut, die Achse der Kurbelwelle in Fahrtrichtung oder quer dazu. Die bekanntesten Antriebskonfigurationen leiten sich aus der VKM-Einbauposition und der Wahl der angetriebenen Achsen ab und sind in Tab. 6.1 zusammengefasst.

Tab. 6.1 Pkw-übliche Antriebskonfigurationen

VKM-Position vorn hinten mittig

Antriebsachse vorn Frontantrieb

hinten Standardantrieb Transaxleantrieb Heckantrieb Mittelmotorantrieb

6.1 Bauartübergreifende Merkmale, Elemente und Aufgaben

249

Das Getriebe als Element zwischen VKM und Antriebsrädern ist entsprechend auf die jeweilige Positionierung der VKM und der angetriebenen Achse zu konzeptionieren. Allradvarianten leiten sich üblicherweise von den oben genannten Konzepten ab. Berücksichtigt man zusätzlich die Einbaulage von Motor und Getriebe, so ergeben sich viele – teils nicht sinnvolle – Konfigurationen. Tab. 6.2 fasst die möglichen Kombinationen von Einbaurichtung und Einbauposition zusammen. Die Antriebskonfigurationen Transaxleund Mittelmotorantrieb werden in Tab. 6.2 nicht berücksichtigt, da für die genannten Antriebskonfigurationen sowohl die Motor- als auch die Getriebeeinbauposition eindeutig definiert sind. Beim Standardantrieb befindet sich die VKM vorn längs über oder hinter der Vorderachse. Das Getriebe ist meist an die VKM in Längsrichtung angeflanscht, wobei der Leistungsfluss über eine sogenannte Kardanwelle vom Getriebeabtrieb zum Achsgetriebe an der Hinterachse erfolgt. Die Transaxle-Bauweise ist eine spezielle Form des Standardantriebs. Der Begriff Transaxleantrieb führt häufig zu Verwirrungen. Im englischsprachigen Raum werden unter diesem Begriff Antriebe verstanden, bei denen das Getriebe und das Achsgetriebe in einem gemeinsamen Gehäuse zusammengefasst werden (transmission + axle = transaxle). Im deutschsprachigen Raum hingegen ist der Transaxleantrieb zusätzlich durch die Motor- und Getriebeeinbauposition definiert. Der Motor wird hierbei frontlängs und das Getriebe zusammen mit dem Achsgetriebe in Längsrichtung an der Hinterachse angeordnet. Mittelmotorvarianten zeichnen sich durch einen längs eingebauten Motor aus, der vor der Hinterachse positioniert wird. Die dabei verwendeten Getriebe verfügen über integrierte Achsgetriebe und werden ebenfalls in Längsrichtung an den Motor angeflanscht. Die größte Bedeutung hat heute der Frontantrieb mit quer eingebauter VKM. Entsprechende Getriebe können auch im Fahrzeugheck für Heckantriebe verbaut werden, wie im Falle des Smart Fortwo. Das Differential ist hierbei in das Getriebe intergriert. Historisch hatte der Standardantrieb lange Zeit große Bedeutung. Diese Anordnung hat heute in der Ober- und Luxusklasse ihre größte Verbreitung und ist im Bereich der mittleren und schweren Lastkraftwagen die nahezu ausschließliche Konfiguration. Abschn. 8.2 befasst sich eingehend mit dem Thema Nutzfahrzeuggetriebe. Die dritte bedeutende Gruppe bilden Getriebe mit integriertem Differential für den Längseinbau bei Front- (z. B. Audi,

Tab. 6.2 Getriebeanordnungen und -bauformen Getriebeanordnung Längseinbau vorn Längseinbau hinten Quereinbau vorn Quereinbau hinten

Antriebskonfiguration Frontantrieb Heckantrieb Front-Längsantrieb Heck-Längsantrieb Front-Querantrieb Heck-Querantrieb

Standardantrieb Standardantrieb, klassisch Transaxleantrieb

250

6


Subaru) oder Heckantrieb (z. B. Porsche, VW-Käfer) sowie Mittelmotorsportwagen, wie z. B. bei Fahrzeugen der Marken Ferrari oder Lamborghini.

6.1.2 Getriebeentwicklung Die Auslegung und die Entwicklung von Getrieben erfordern zahlreiche Kompetenzen und Fähigkeiten. Das Bestreben, die CO2 -Emissionen zu senken, ist ein wichtiger Treiber für Innovationen und Optimierungen im Fahrzeuggetriebe. Im Allgemeinen ist deshalb die Reduzierung von Bauraum und Gewicht ein übergeordnetes Kriterium im Getriebeentwicklungsprozess [4]. Dieser Abschnitt gibt einen groben Überblick über die involvierten Entwicklungsbereiche [5], dies sind

Konstruktion Werkstoffentwicklung Komponentenentwicklung Attributeentwicklung Erprobung Fertigung Messtechnik Berechnungsverfahren

Für die Entwicklungsbereiche dienen Lastenhefte als Basis. Sie fassen die Anforderungen zusammen, die das Erreichen der Entwicklungsziele sicherstellen und den Lösungsraum für Konzepte einschränken. Häufig werden im Zuge der Konzeptfindung CAE-basierte Methoden eingesetzt, um beispielsweise rein simulativ Eigenschaften einer möglichen Lösung vorherzusagen. Einen frühen Eindruck vom Produkt liefern sogenannte Digital Mock-ups und Rapid Prototyping. Bereits während der Konzeptphase wird zudem darauf geachtet, eine fertigungs- und montagegerechte Gestaltung einzuhalten. Qualitätssichernde Maßnahmen, wie z. B. Toleranzanalysen, FMEA (Failure Modes and Effects Analysis) und die Methodik des „Design for Six Sigma“ stellen wichtige Instrumente im Rahmen der Getriebeentwicklung dar. Es wird deutlich, dass der Entwicklungsbereich Konstruktion zu Beginn eine integrative Funktion einnimmt und Bereiche wie Fertigung, Montage, Berechnung und Qualitätssicherung zusammenbringt. Die Werkstoffentwicklung befasst sich sowohl mit der Optimierung bereits in Serie befindlicher als auch mit der Entwicklung neuer metallischer und nicht metallischer Werkstoffe. Im Fokus stehen häufig gezielte Stoffeigenschaftsänderungen, die z. B. durch Härte- und Beschichtungsverfahren erreicht werden. Schmierstoffe als Konstruktionselement und die Tribologie bilden weitere wichtige Aspekte. Die Komponentenentwicklung befasst sich mit der Optimierung und Entwicklung von Zahnrädern, Synchronisationseinheiten, Wellen-Lager-Systemen, Gehäusen, inneren und äußeren Schaltungen, des Schmierstoffs und vielen weiteren Getriebekomponenten.


251

Im Fokus steht neben der Interaktion mit anderen Entwicklungsbereichen die Anforderung an die Modularität der Komponenten, um eine Kompatibilität innerhalb eines Baukastensystems zu gewährleisten (Verwendung vieler Gleichteile für unterschiedliche Getriebevarianten). Im Rahmen der Attributeentwicklung werden gezielte, markenspezifische Eigenschaften abgestimmt. In diesem Zusammenhang spielen die Schaltbarkeit und das Geräusch- und Schwingungsverhalten eine wichtige Rolle. Der Entwicklungsbereich Erprobung sichert durch Prüfstands- und Fahrzeugtests die Dauerfestigkeit sowie die Funktionsfähigkeit von in Serie befindlichen Getrieben, Vorserien-Getrieben oder Prototypen nach herstellerspezifischen Prüfvorgaben ab. Die entsprechende Prüfplanung- und -dokumentation erfolgt meist in standardisierter Form, die auch als DVP & R (Design Verification Plan and Report) bekannt ist. Neben Aggregateprüfständen für Motor-Getriebe-Kombinationen werden ebenso reine Getriebeprüfstände, z. B. in 3-E-Maschinen-Anordnung, eingesetzt. Auf Komponentenebene werden Spezialprüfstände eingesetzt, um losgelöst vom Gesamtgetriebe Phänomene und Eigenschaften einzelner Bauteile oder Bauteilgruppen zu untersuchen und gegebenenfalls die Dauerfestigkeit zu bestätigen (z. B. Wählhebelbetätigungsprüfstände). Fahrzeugerprobungen werden auf Versuchsstrecken in definierten Zyklen, teilweise auf Gesamtfahrzeugprüfständen (z. B. Rollenprüfstände) und häufig auch unter besonderen klimatischen und topographischen Bedingungen, durchgeführt. In einigen Fällen werden Versuche auch auf öffentlichen Straßen absolviert. Der zunehmende Trend zur Verlagerung der Fahrzeugversuche auf Prüfstände (engl. road to rig) spiegelt das Bestreben der Getriebe- und Automobilhersteller wider, Kosten von aufwendigen Feldversuchen einzusparen, reproduzierbare Bedingungen zu schaffen und die Erprobung in einem sehr frühen Entwicklungsstadium zu starten. In diesem Zusammenhang seien beispielsweise Klimarollenprüfstände oder Antriebsstrangprüfstände genannt. Fertigungsverfahren, Montage und Qualitätssicherung sind eng verknüpft. Schon frühzeitig müssen Getriebeentwürfe überprüft werden, ob ihre Gestaltung fertigungs- und montagegerecht ist, um eventuell später notwendigen Anpassungen im Fertigungsprozess vorzubeugen. Sind einmal Änderungen am Prozess notwendig, so müssen diese freigegeben werden und definierte Qualitätsanforderungen einhalten. Die Freigabe erfolgt üblicherweise durch Fachabteilungen, in denen umfangreiche Tests mit den neuen Bauteilen durchgeführt werden. Die ständige Überprüfung der Qualität und damit der Einhaltung bestimmter Anforderungen ist Aufgabe der Qualitätssicherung. Messtechnik spielt im Zusammenhang mit der Getriebeentwicklung eine entscheidende Rolle, da viele Bereiche von Messungen abhängig sind. Kundenrelevante Lastkollektive lassen sich beispielsweise nur dann in die Auslegung neuer Bauteile oder ganzer Getriebe einbeziehen, wenn diese mit geeigneten Verfahren messbar gemacht werden können. Wirkungsgrade von Getriebekonzepten können nur indirekt bestimmt werden, indem beispielsweise die Schleppmomente auf Getriebeprüfständen vermessen werden. Ein weiteres herausforderndes Beispiel aus dem Bereich Messtechnik stellt die Ermittlung des Tragverhaltens der Verzahnung dar. Getriebekomponenten, Getriebe und ganze

252

6


Fahrzeuge, die in Funktions- und Dauerlaufversuchen untersucht werden, müssen mit Messtechnik ausgerüstet sein. Die Beherrschung unterschiedlichster Anforderungen an Messgenauigkeiten, Messbereiche und Umgebungsbedingungen, aber auch die Entwicklung neuer Verfahren zur Erfassung relevanter Größen, erfordert sehr viel Know-how und ist eine Kernkompetenz des Entwicklungsbereichs Messtechnik. Die computergestützte Entwicklung (CAE) umfasst viele Berechnungs- und Auslegungsmethoden, die für die Getriebeentwicklung wichtig sind. Neben den klassischen analytischen Berechnungsverfahren kommen Finite-Elemente-Methoden, eindimensionale Drehschwingungsanalysen, Mehrkörper-Schwingungsanalysen, Boundary-ElementeMethoden oder Strömungssimulation (computational fluid dynamics, CFD) im Rahmen von Konzeptstudien zur Vorausberechnung wichtiger Parameter oder für die Simulation bestimmter Phänomene zum Einsatz. Zur Unterstützung der Konstruktion und der Berechnung tragen von Anfang an die Bereiche Fertigung, Werkstoffentwicklung, Komponentenentwicklung und die Attributentwicklung bei. Das Endprodukt geht dann abschließend in die Getriebeerprobung. Hauptziele bei diesem Prozess sind eine weitere Verbesserung der Produktqualität, eine Verringerung der Produktionskosten und eine Verkürzung der für die Getriebeentwicklung benötigten Zeit. Hierfür werden Simulations- und rechnergestützte Analyseverfahren angewandt, die eine zuverlässige Auslegung und eine Optimierung des statischen und dynamischen Verhaltens der Getriebe garantieren und so die Anzahl aufwendiger Getriebeerprobungen reduzieren. Der richtigen Abschätzung der Getriebebelastungen im späteren Betrieb, der Synchronisationsauslegung, der Zahnradberechnung, der Analyse des Getriebegehäuses, aber auch der Vorhersage aller wichtigen Eigenschaften (Attribute) wie Schaltbarkeit, Geräusch- und Schwingungsverhalten kommen hierbei besondere Bedeutung zu.

6.1.3 Konstruktionselemente des Getriebes Unabhängig vom Getriebekonzept werden in diesem Abschnitt die Konstruktionselemente des Getriebes vorgestellt. Sowohl die wesentlichen Elemente der Leistungsübertragung als auch die der Betätigung sind in Kap. 4 und 5 eingeführt. Neben den leistungsübertragenden Bauteilen sind jedoch noch weitere Elemente zur Bereitstellung der primären Getriebefunktionen notwendig. Einen Gesamtüberblick liefert dieser Abschnitt. Wellen Auf den Getriebewellen befinden sich die Zahnräder des Getriebes. Fahrzeuggetriebe besitzen neben Vollwellen auch hohlgebohrte oder gewichtsoptimierte innenrundgeknetete Wellen, um Material und Masse zu sparen. Je nach Antriebsstrangkonfiguration werden unterschiedliche Wellenkonzepte benötigt. Bei sogenannten Inline-Getrieben sind Getriebeeingang und -ausgang koaxial angeordnet. In diesem Fall müssen Stirnradgetriebe mindestens zwei Übersetzungsstufen

6.1 Bauartübergreifende Merkmale, Elemente und Aufgaben a Eingang

b Eingang Ausgang

253

c Eingang

Ausgang

A

g us

an

g

Abb. 6.1 Getriebebauformen für unterschiedliche Fahrzeugantriebsstränge

besitzen (Abb. 6.1a). In der Regel existiert eine konstante Übersetzung vom Eingang auf die sogenannte Vorgelegewelle und die entsprechende Gangübersetzung auf die Ausgangswelle. Inline-Getriebe werden in Antriebssträngen in Standardbauweise eingesetzt. Diese Bauart ermöglicht die Realisierung eines sogenannten Direktgangs mit der Übersetzung 1 und einem hohen Wirkungsgrad, bei dem das Drehmoment direkt von der Eingangswelle auf die Ausgangswelle übertragen wird. Ist der Motor eines frontgetriebenen Fahrzeugs längs eingebaut, so bieten sich Getriebe in Frontlängsbauweise an. Wenn Motor und Getriebe getrennt voneinander an unterschiedlichen Achsen verbaut werden, ist von sogenannten Transaxle-Getrieben die Rede. In beiden Fällen (Abb. 6.1c) werden Getriebeübersetzung und Achsgetriebe kombiniert und so die benötigte Drehachsenänderung um 90ı realisiert. Für quer eingebaute Motoren kommen Getriebe in Querbauform zum Einsatz (Abb. 6.1b). Diese besitzen zwei oder mehr parallele Wellen, der Abtrieb ist jedoch nicht koaxial zum Eingang angeordnet. Meist sind Achsgetriebe und Querdifferential im Getriebe integriert. Überbrückung des Achsabstands In üblichen verbrennungsmotorisch angetriebenen Pkw fluchten die Achsen von Kurbelwelle und angetriebenem Rad nicht zueinander. Aus diesem Grund ist es notwendig den Achsabstand zu überbrücken. Bei frontquer eingebauten Motoren geschieht dies häufig mit Hilfe von Stirnradpaarungen. Denkbar sind aber auch Lösungen, bei denen der Achsabstand mit Hilfe einer Kette überbrückt wird. Bei längs verbauten Motoren muss zusätzlich die Drehachsänderung um 90ı berücksichtigt werden. Dies wird in Abb. 6.1 veranschaulicht. Lager Zur Lagerung von Wellen im Gehäuse werden Kugel-, Zylinderrollen-, Kegel- und/oder Doppelkugellager eingesetzt. Bei einigen Getriebekonzepten, z. B. Doppelkupplungsgetrieben, oder bei koaxial angeordneten An- und Abtriebswellen werden Wellen ineinander

254

6


gelagert. Häufig verwendet man hierfür Zylinderrollen- oder Nadellager. Zur Lagerung der Losräder auf den Wellen eignen sich Nadel- und Gleitlager. Für die Lagerung der Schaltschwingen in den Schaltmuffen der Synchroneinrichtungen werden ebenso Gleitlager verwendet. Diese müssen eine hohe Steifigkeit zur Sicherstellung optimaler Zahneingriffe sowie einen hohen Wirkungsgrad aufweisen. Eine weitere Form von Lagern stellen Axiallager dar. Diese kommen beispielsweise in Kupplungssystemen vor. Eine spezielle Bauform sind die Kupplungsausrücklager. Im Getriebe kommen häufig sogenannte „clean bearings“ mit Dichtungen und eignem Schmierstoff zum Einsatz. Reversiereinrichtung Das Reversieren ist eine elementare Getriebefunktion, sie ermöglicht das Rückwärtsfahren. Die Drehrichtungsumkehr wird durch entsprechende Anordnung von Zahnrädern auf Zwischenwellen, wie es z. B. bei Mehrwellenkonzepten üblich ist, oder durch Planetenradsätze, z. B. in Wandlerautomaten, erreicht. Gehäuse Im Getriebegehäuse sind die Wellen des Getriebes gelagert. Es ist in der Regel getriebeeingangsseitig an die VKM angeflanscht. Grundsätzlich sind als Gehäuseabschnitte die sogenannte Kupplungs- oder Wandlerglocke und der Räderkasten zu unterscheiden. Der Räderkasten beinhaltet die Wellen, Schalteinrichtungen, Zahnräder und das Getriebeöl und ist nach außen abgedichtet. Bei Getrieben in Quer-, Frontlängs- und Transaxlebauweise besitzt das Getriebe zwei Ausgangsstellen, an welchen die Antriebswellen des Fahrzeugs mit dem Getriebe verbunden werden, bei Inlinebauweise eine Ausgangsstelle, an welcher die Gelenkwelle montiert wird. Eingangsseitig durchstößt die Getriebeeingangswelle den Räderkasten zur Kupplungs- oder Wandlerglocke. Hier wird das Anfahrelement (vgl. Abschn. 3.5, 3.6 und 3.8) montiert, welches wiederum mit der Kurbelwelle der VKM verbunden wird. Zum Ausgleich der Druckverhältnisse mit der Umgebung kommen Entlüftungsventile zum Einsatz. Kupplungsglocken für trockene Kupplungen sind oft mit größeren Öffnungen ausgeführt, die über Luftaustausch die Wärmeabfuhr verbessern. Dichtungen Dichtungen in ihren vielfältigen Ausführungen, spielen bei allen Getriebetypen eine wichtige Rolle. Ihr Anwendungsbereich reicht bei Handschaltgetrieben von einfachen, statischen Gummidichtungen, die zwischen Gehäuseteilen verbaut werden, bis hin zu dynamischen Radialwellendichtringen, die das Gehäuse im Bereich der Wellendurchführungen gegen Ölaustritt abdichten. Automatisch schaltende Getriebe weisen zusätzliche Dichtungen im Bereich der Getriebesteuerung und des Schmier- und Kühlsystems auf. Einige Getriebeausführungen haben getrennte Ölhaushalte (z. B. zwei aus Traktionsfluid, Hydrauliköl und Schmieröl) wofür spezielle Doppeldichtungen benötigt werden, um gegenseitige Kontamination zu verhindern.


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Aggregatelagerung Um im Getriebe Drehmoment wandeln zu können, ist eine Drehmomentabstützung gegenüber der Karosserie notwendig. Üblicherweise ist das Getriebe dabei steif mit dem Motorblock verbunden und beide sind zusammen gelagert. Die Festlegung gegenüber der Karosserie erfolgt in der Regel mit Hilfe von Elastomerlagern, die das Gewicht von Motor und Getriebe sowie das Stützmoment aufnehmen. Diese Lager haben außerdem die Aufgabe, die aus dem Antrieb eingeleiteten Schwingungen zu dämpfen. In Sonderfällen ist das Getriebe allein gelagert, die Anbindung des Motors erfolgt dann über eine Gelenkwelle. Schalter und Sensoren Auch bei nicht automatisierten Getrieben kommen einfache Schalter und Sensoren zum Einsatz. Der Rückwärtsgangschalter steuert ein Relais zur Bedienung der Rückfahrscheinwerfer an. Sensoren werden zur Erkennung der Neutralposition eingesetzt, die für StartStopp-Funktionalitäten benötigt werden (vgl. Abschn. 7.3.1). Parksperre Fahrzeuge mit automatischen Fahrzeuggetrieben besitzen aus Sicherheitsgründen in der Regel Normally-open-Kupplungen (vgl. Abschn. 3.5). Da die hemmende Wirkung der VKM somit nicht mehr zum Festhalten des geparkten Fahrzeugs genutzt werden kann, werden Parksperren verbaut. Diese bestehen aus einem Parksperrenrad (mit großen Zähnen), welches nah am Gehäuse verbaut wird (vgl. Abb. 6.20). Eine Parksperrenklinke greift bei betätigter Parksperre (Wählhebelstellung P) in dieses Zahnrad und verhindert durch eine formschlüssige Verbindung das Wegrollen. Das sichere Einlegen der Parksperre im Stand oder bei niedrigen Geschwindigkeiten ist eine sicherheitsrelvante Funktion (vgl. Abschn. 5.6) und muss funktional und produktionstechnisch (Stichwort „kritische Merkmale“) entsprechend abgesichert werden. Durch die geometrische Gestaltung des Parksperrenrads und der Parksperrenklinke wird sichergestellt, dass bei höheren Geschwindigkeiten die Klinke abgewiesen wird, d. h. kein Formschluss hergestellt wird. In der Regel erfolgt die Betätigung rein mechanisch durch den Fahrer über den Bedienhebel. Dabei entsteht beim Auslegen der Parksperre bei abgestelltem Fahrzeug an einer großen Steigung ein hoher Kraftbedarf, der oft als unkomfortabel beurteilt wird. Aus diesem Grund und um eine größere Gestaltungsfreiheit im Innenraumkonzept und der Bedienung zu erreichen, kommen in der Luxusklasse rein elektrisch betätigte Parksperrensysteme zum Einsatz, sie nutzen meist die hydraulische Getriebesteuerung oder alternativ eine elektromechanische Betätigung zum Ein- und Auslegen der Parksperren. Dabei werden die Systeme entweder vorgespannt, sodass sie aktiv vom Betätigungssystem offen gehalten werden, oder es wird ein redundantes System zum Einlegen installiert. Im ersten Fall kommen auch mechanische Parksperrennotentriegelungsmechanismen zum Einsatz. Zu beachten ist die Wechselwirkung mit der Key-lock-Forderung, sie besagt, dass der Zündschlüssel nur bei eingelegter Parksperre abgezogen werden darf oder die Park-

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6


sperre beim Abziehen des Zündschlüssels sicher betätigt werden muss. Dies darf jedoch nicht geschehen, wenn das Fahrzeug z. B. durch eine Waschstraße gezogen wird. Bedienelemente (Wählhebel) Die Getriebefunktionen werden durch den Fahrer über ein Bedienelement angewählt, dessen ergonomische Eigenschaften (besonders der Kraft-Weg-Verlauf der Betätigungseinrichtung) im Sinne einer optimalen Fahrer-Fahrzeug-Schnittstelle im Vordergrund stehen [6–8]. Für Handschaltgetriebe beschränken sich die Funktionen auf das Wählen der Gasse und das Schalten des Ganges, welche ausschließlich mechanisch über Schaltgestänge oder Seilzüge ausgeführt sind. Auch bei automatisch schaltenden Getrieben ist das Bedienelement, der Wählhebel, häufig mechanisch über einen Seilzug mit dem Getriebe verbunden und betätigt die Parksperre. Die Wählhebelposition wird von der hydraulischen und/oder elektronischen Steuerung verwendet, um die gewünschten Funktionalitäten auszuführen. Alternativ kommuniziert die Wählhebeleinheit im Fall von Shift-byWire-Systemen rein elektronisch mit dem Getriebesteuergerät. Automatisch schaltende Getriebe stellen dem Fahrer am Wählhebel in der Regel folgende Funktionalitäten zur Verfügung, wobei die Reihenfolge klar definiert ist:

Park (P) Reverse (R) Neutral (N) Drive (D) Sonderfahrprogramme ! Sport (S) ! Overdrive sperren (L) ! Bergfahrprogramme (1, 2, 3, . . . ) ! Manuelle Gangwahl (M)

Mit der Wählhebelstellung P wird zum Sichern des Fahrzeugs gegen ungewolltes Wegrollen die Parksperre eingelegt und alle Schaltelemente werden im Getriebe geöffnet. Bei Getrieben mit Shift-by-Wire-Steuerung erfolgt die Kommunikation zwischen Wählhebel und Getriebe rein elektronisch, wobei die Park-Funktion automatisiert ist. Der Fahrer hat damit keinen direkten Einfluss mehr auf den Zustand der Parksperre. Dieser wird von der Steuerung in Abhängigkeit von einer Vielzahl von Parametern bestimmt. Mit R wird ein Rückwärtsgang eingelegt. Einige Getriebe besitzen auch mehrere Rückwärtsgänge, welche in Abhängigkeit von den Betriebszuständen automatisch gewählt werden. Mit N werden Schaltelemente im Getriebe geöffnet,so dass kein Drehmoment zum Ausgang übertragen werden kann. Leistungsverzweigte CVT und eCVT, in denen kein klassisches Anfahrelement verwendet wird, verfügen über eine sogenannte Gearedneutral-Funktionalität. Ziel ist es dabei, durch Leistungsverzweigung und eine gezielte


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Übersetzungsverstellung am Variator oder einer E-Maschine, einen stehenden Abtrieb zu realisieren. Mit D (drive) wählt die Getriebesteuerung automatisch den optimalen Vorwärtsgang. Bei Getrieben mit Drehmomentwandler als Anfahrelement wird häufig eine Auto-neutralFunktion zur Wirkungsgradoptimierung integriert. Bei stehendem Fahrzeug werden automatisch Schaltelemente zumindest teilweise geöffnet, um die Motorlast zu vermindern. Der Wandler nimmt schließlich aufgrund seiner Eigenschaften auch bei stehendem Fahrzeug und laufender VKM Drehmoment auf. Das Sportprogramm ähnelt dem Drive-Programm, weist die Getriebsteuerung jedoch an, die Gänge fahrleistungsorientierter zu wählen. Durch die Overdrive sperren (L) bzw. die Bergfahrprogramme (1,2,3, . . . ) werden die höchsten Vorwärtsgänge eingeschränkt und in Abhängigkeit vom Fahrwiderstand werden die niedrigen Gänge länger gehalten und Hochschaltungen unterbunden, um sogenannte Pendelschaltungen zu vermeiden. Mit der manuellen Gangwahl kann der Fahrer durch Tippen des Wählhebels den Gang direkt wählen [9]. Die Getriebesteuerung muss dabei Schaltungen in nicht mögliche Gänge unterbinden, bei denen die Drehzahlgrenzen der VKM verletzt würden. In der Regel finden beim Verzögern sogenannte Zwangsrückschaltungen statt, die ein „Abwürgen“ des Motors verhindern. In einigen Fahrzeugen sind auch Zwangshochschaltungen appliziert, welche beim Erreichen der Motormaximaldrehzahl eine Hochschaltung initiieren. Allradgetriebevarianten Bei der Verwendung von Allradantrieben ist teils eine Integration des Längsverteilergetriebes in das Getriebe vorgesehen. Dies erfolgt in der Regel direkt am Ausgang des Hauptgetriebes. Modular abgeleitete Allradvarianten eines Getriebes sind weitaus kostengünstiger als die Entwicklung eines separaten Allradgetriebes. In diesem Zusammenhang wird häufig das Basisgetriebe um ein Verteilergetriebe mit fester oder variabler Momentenverteilung erweitert. Bei Front-Quer-Varianten werden meist spezielle Gehäusevarianten verwendet, die das Anflanschen einer PTU (power transfer unit) ermöglichen, über die ein Teil der Antriebsleistung bzw. des Antriebsmoments an die Hinterachse geleitet wird. Getriebeöl Das Getriebeöl muss über die gesamte Lebensdauer die steigenden Anforderungen an Komfort, Fahrbarkeit, Schaltung, Geräuschentwicklung und Schwingungen optimal unterstützen. Die Entwicklung maßgeschneiderter Öle bedarf einer intensiven Einbindung des Ölherstellers in den gesamten Entwicklungsprozess [10].

6.1.4 Entwicklungsprozess für Getriebegehäuse Das Getriebegehäuse ist ein zentrales Konstruktionselement, die Auslegung der Gehäusestruktur basiert auf dem optimalen Einsatz des verwendeten Materials, einem optimierten

258

6


Herstellprozess, in dem auch Bauteileigenschaften maßgeblich beeinflusst werden, der sicheren Lebensdauervorhersage und des schwingungstechnischen und akustischen Verhaltens des Gehäuses im Motor-Getriebe-Verbund. Bionische Designfindung Das Getriebegehäuse hat einen hohen Anteil am Gesamtgewicht des Getriebes. Daher ist eine belastungsoptimale und vor allem leicht bauende Struktur notwendig, da Gewichtsrestriktionen zu den wichtigsten Auslegungskriterien zählen. Kein Optimierungsversuch eines schlechten Grundentwurfs wird bezüglich der Auslegungskriterien ein so gutes Ergebnis erzielen wie der eines Entwurfs, welcher von Grund auf schon eher den Zielen der Auslegungskriterien entspricht. Die Topologieoptimierung im Rahmen der bionischen Designfindung bietet in einem sehr frühen Entwicklungsstadium die Möglichkeit, eine an die herrschenden Randbedingungen angepasste Basisstruktur zu berechnen und somit die beste Grundlage für ein leichtes Gehäuse zu bilden. Grundgedanke ist, nur dort Material zu verwenden, wo es benötigt wird (Abb. 6.2). Druckgussanalyse Großseriengehäuse aus Aluminium für Stufen- oder Stufenlosgetriebe werden zumeist im Aluminium-Druckguss- oder HPDC-(High-Pressure-Die-Cast-)Verfahren hergestellt. Dabei wird eine Aluminiumlegierung durch einen Kolben in Millisekunden in eine Gussform geschossen. Während für Eisenwerkstoffe die mechanischen Eigenschaften weitgehend durch das Gefüge bestimmt sind, wird das Verhalten von Leichtmetallen in starkem Maße durch Gießfehler bestimmt. Dies gilt insbesondere für die im Druckgussverfahren hergestellten Getriebegehäuse. Durch diesen Fertigungsprozess können Fehlstellen im Bauteil auftreten, welche die mechanischen Eigenschaften stark beeinflussen und unter Umständen sogar zum Versagen des Gehäuses führen können. Die Vermeidung solcher herstellungsbedingten Fehlstellen (Erstarrungsporositäten, Gasporositäten, Kaltfließstellen, Oxideinschlüsse u. a.) ist meis-

Abb. 6.2 Bionik-Modell eines Getriebegehäuses


259

tens durch eine konstruktive Änderung des Bauteils, die Änderung des Angusses oder aber auch durch den gezielten Einsatz von Aufheizung oder Kühlung der Gussform möglich. Um vor Erstellung einer kostenintensiven Gussform einen Eindruck vom Füllverhalten des Bauteils zu bekommen, ist der Einsatz einer Druckgusssimulation möglich. Dazu notwendig sind unter anderem die Geometrie des Rohteils, des Gießlaufs und des Werkzeugs. Temperatur der Schmelze und Temperierung der Form, Position der Zwangsentlüftungen, Informationen zur Kammer- und Kolbengeometrie, das Schussprofil und Angaben über die Taktzeiten stellen weitere wichtige Aspekte im Zusammenhang mit der Druckgusssimulation dar. Eine automatische Netzgenerierung sorgt dann für ein CFD-Modell, mit dessen Hilfe die Formfüllung durch die Schmelze und die anschließende Abkühlung und Erstarrung simuliert wird. Lebensdaueranalyse Um Gewicht und Kosten einzusparen, werden Getriebegehäuse zeitfest ausgelegt. Im Unterschied zur dauerfesten Auslegung, bei der in der Regel nur die auftretenden Spannungen mit den zulässigen Festigkeitswerten des Materials verglichen werden, ist dazu mehr Aufwand nötig. Wie für Getriebebauteile aus Stahl sind auch für Getriebegehäuse aus Aluminium oder Magnesium eine Vielzahl von Einflussfaktoren auf die Lebensdauer bekannt und nachfolgend aufgezählt: Stützwirkung in Kerben, Werkstoffduktilität, Bauteilgröße, Oberflächenbehandlungen, Oberflächenrauheit, Herstellprozess (insbesondere Gussverfahren), Temperatur, Belastungsart (Zug, Druck, Biegung, Torsion), Mittelspannungen und Eigenspannungen, variable Lasten, mehraxiale Lasten, Plastizität und Reihenfolgeeffekte. Die Qualität der Lebensdauerberechnung hängt stark von der Kenntnis dieser Parameter ab, aber auch von der Qualität der Werkstoffkennwerte, der Finite-ElementeBerechnungsergebnisse und der Eignung der angewendeten Berechnungsmethoden. Es ist zu beachten, dass diese berechnete Lebensdauer eine statistische Größe darstellt und somit nur die Überlebenswahrscheinlichkeit bei einer gewissen Streubreite wiedergibt (unter Annahme einer Gauß’schen Normalverteilung der Versuchsergebnisse bei einer gegebenen Belastungsamplitude). Geräuschemissionsanalyse Die vibroakustische Analyse des Getriebegehäuses hat das Ziel sowohl die Luftschallübertragung in den Motorraum als auch die Körperschallübertragung in den Fahrzeuginnenraum zu optimieren. Das Getriebegehäuse wird im Betrieb durch innere und äußere Mechanismen in den unterschiedlichsten Frequenzbereichen angeregt. Äußere Anregung erfährt das Getriebe aus den periodischen Massen- und Gaskräften des Motors und der Ungleichförmigkeit des Motordrehmoments. Die Motor-Getriebe-Struktur wird zu Biegeschwingungen und der Triebstrang (Kurbel- und Getriebewellen) zu Torsionsschwingungen angeregt. Dieser Mechanismus macht sich hauptsächlich im tieffrequenten Bereich bemerkbar und ist im Fahrzeuginnenraum pegelbestimmend (vgl. Abschn. 2.2).

260

6


Abb. 6.3 Geräuschemissionsanalyse

Zur Vorhersage der Schallentstehung und -abstrahlung sind die Analyse der Oberflächenschnelle sowie eine Modalanalyse Voraussetzung (Abb. 6.3). Durch die gezielte Optimierung der Massen- und Steifigkeitsverteilung lassen sich problematische Schwingungsformen in unkritische Frequenzbereiche verschieben. Die vibroakustische Optimierung über den Parameter Dämpfung ist dem Konstrukteur weniger zugänglich als der Eingriff über die Gehäusestruktur, z. B. gezielte Verrippung zur Unterdrückung lokaler Schwingungsmoden, da sich die Dämpfung im Wesentlichen aus dem Zusammenbau der Komponenten und den verwendeten Werkstoffen ergibt.

6.1.5 Ermittlung der Getriebebelastung Die Basis für eine zuverlässige und wirtschaftliche Auslegung eines Getriebes bildet eine möglichst gut zutreffende Festlegung der zu erwartenden Getriebebeanspruchungen durch den Kunden [11–17]. Die Getriebebelastungen hängen dabei von den folgenden Eigenschaften ab: Eigenschaften des Fahrzeugs (Motorkennfeld, Getriebe- und Achsübersetzung, Reifen, Beladungszustand) Eigenschaften des Fahrers (Fahrstil, Schaltverhalten) Eigenschaften der Fahrstrecke (Stadtverkehr, Autobahn, Bergstrecke)


261

Abb. 6.4 Lastkollektivermittlung mit Hilfe der Fahrzeugsimulation

Sie werden in Form von Belastungskollektiven aufgenommen. Zur Bestimmung der Belastungskollektive werden, ausgehend von repräsentativen Studien des Kundenverhaltens, Fahrprozeduren definiert, mit denen die Getriebe-, Verzahnungs- und Bauteilbeanspruchung durch die Mehrzahl der Kunden erfasst werden. Die Zeitverläufe solcher Belastungstests können auch durch Fahrsimulationen ermittelt werden. Als Ergebnis der Simulation lassen sich u. a. folgende Belastungsgrößen ableiten:

Drehzahlen der Bauteile Geschwindigkeiten Drehmomente Temperaturen Nutzungsdauern bzw. Nutzungsanteile der einzelnen Fahrstufen und Schalthäufigkeiten Fahrerhandlungen (Fahrpedal, Bremspedal, Lenkung etc.) Die Verdichtung dieser Daten in Belastungskollektiven geschieht mittels Zählverfahren, die aus den generierten Zeitverläufen die Belastungen als Funktion der Häufigkeit darstellen. Umfassende Untersuchungen zur Ermittlung repräsentativer Lastkollektive für Fahrzeuggetriebe sind in [14] dargestellt. Die konsequente Berücksichtigung der drei miteinander interagierenden Module des Fahrers, des Fahrzeugs und der Fahrumgebung führt zu einem mehrdimensionalen Parameterraum, welcher alle kundenrelevanten Szenarien abbildet. Die in [12] vorgestellte Methodik ermöglicht die systematische Erfassung und Simulation des Kundenbetriebs von Fahrzeugen sowie deren Komponenten unter allen relevanten Betriebs- und Einsatzbedingungen.

262

6


Die Simulation ist heute so präzise, dass die über Messungen und über Berechnungen bestimmten Lastkollektive eine sehr gute Übereinstimmung liefern (Abb. 6.4). Deshalb können geänderte Lastkollektive, die auf konstruktive Modifikationen am Antriebsstrang und Fahrzeug beruhen, genau und zuverlässig durch CAE-Fahrsimulationen ermittelt werden. Kostenintensive und zeitraubende Fahrversuche, insbesondere bei Parametervariationen, werden somit durch Versuche am Rechner ersetzt. Der Getriebehersteller kann hiermit zum Beispiel dem Fahrzeughersteller in der Angebotsphase Aussagen über die Haltbarkeit seines Getriebes im Einsatz des neuen, geplanten Fahrzeugs machen. Die so ermittelten Lastkollektive werden für die Auslegung der Verzahnung verwendet und sind weiterhin Bezugsgrößen für den Nachweis der Bauteilfestigkeit von Wellen, Lagern und Gehäusen. Durch den Vergleich mit den zugehörigen Wöhlerkurven, die zunehmend auch synthetisch ermittelt werden, wird mit Hilfe der Schadensakkumulationshypothese der Beweis ausreichender Zeitfestigkeit geführt. Dennoch hat ein Getriebe die Serienreife erst dann erlangt, wenn abschließende Prüfstands- und Fahrtests die Getriebedimensionierung verifizieren. Die Prüfstandstests greifen hierbei auch auf die synthetisch ermittelten Lastkollektive zurück.

6.1.6 Toleranzanalyse Eine Schwachstelle kann schnell und kostengünstig behoben werden, wenn sie zu einem frühen Planungszeitpunkt aufgedeckt wird. Der konsequente Einsatz von Toleranzanalysen hilft dabei, Verbesserungspotenzial aufzuzeigen, sowie die Herstellbarkeit, Montierbarkeit und Qualität des Produktes frühzeitig zu steuern [18]. Wegen der entscheidenden Bedeutung von Toleranzen sollten Toleranzbetrachtungen und -analysen als wesentliches Aufgabenpaket im Entwicklungsprozess vorgesehen werden. Eine den Entwicklungsprozess begleitende Toleranzanalyse erfolgt unter Beteiligung aller Entwicklungsbereiche und der Fertigung. Denn nur über den Abgleich aller zu einer Baugruppe gehörenden Teile unter Berücksichtigung der Maß-, Form- und Lagetoleranzen sowie von Fertigungs- und Montageeinflüssen kann eine Konstruktion erfolgreich durchgeführt werden [19]. Mit Hilfe von Toleranzberechnungssoftware lassen sich Maße und Toleranzen an Einzelteilen ermitteln. Ihr Zusammenwirken in Baugruppen oder im Endprodukt kann mit der Software dann analysiert und bewertet werden [20]. Die wichtigsten Ziele der Toleranzanalyse sind:

Gewährleistung der Funktionssicherheit Aufzeigen kritischer Merkmale (bei Einzelmaßen) Identifizierung potentieller Funktionsprobleme Definition der Schnittstellen zwischen Baugruppen, Montagereihenfolge von Baugruppen Optimierung in Bezug auf Qualität und Herstellbarkeit


263

Erhöhung der Robustheit des Gesamtsystems analytisch validierte Vorschläge, die Gesamttoleranz einer Maßkette zu verringern analytisch validierte Vorschläge, die Einzeltoleranzen der Maßketten zu erweitern toleranzoptimierte Produktion durch Bauteilpaarung (matching) Dokumentation

6.1.7 Getriebeapplikation und -kalibration Mit der zunehmenden Vielfalt und Diversifikation von Fahrzeugmodellen ist die Applikationsentwicklung und das Kalibrieren von Getriebesteuerungen eine immer wichtigere Aufgabe in der Getriebeentwicklung. Dies trifft für alle Getriebetypen zu, obwohl sich die Aufgabenschwerpunkte zwischen den Getriebetypen sehr wohl unterscheiden. Die Applikationsentwicklung beschäftigt sich mit den Anpassungen der Getriebe an unterschiedliche Fahrzeuge, die Kombination mit unterschiedlichen VKMs oder die spezifische Entwicklung für bestimmte Märkte. Insbesondere letzteres kann entweder durch unterschiedliche Kundenerwartungen oder durch abweichende gesetzgeberische Vorgaben motiviert sein. Im Kern wird ein bereits entwickeltes Getriebe appliziert, ohne seine ursprünglichen Eigenschaften und Auslegungsgrößen maßgeblich zu verändern, wie es beispielsweise bei einer Derivat-Entwicklung der Fall wäre. Typische Aufgaben eine Applikationsentwicklung sind beispielsweise: Anpassungen von Übersetzungen (z. B. andere Radgrößen) Adaption an ein anderes Bedienkonzept (Schalthebel, Wählhebel etc.) Anpassung der Kommunikationsschnittstellen an andere Steuergeräte (Motorsteuerung, ABS/ESP Steuerung etc.) Anpassungen im Hinblick auf die Diagnosesysteme Adaption von Start/Stopp-Systemen Evolution der Motorsteuerung (Leistungssteigerung, Emissionsreduktionen etc.) Eine wesentliche Aufgabe besteht in der Bedatung der Getriebesteuerung bei allen automatisch schaltenden Getrieben. Insbesondere mit der zunehmenden Anzahl von Übersetzungsstufen und aufgrund der höheren Anforderungen an Komfort, Spontanität und Verbrauch sind die Aufwände für die Getriebekalibration signifikant gestiegen. Mit zahlreichen Maßnahmen wird diesem drastisch gestiegenen Aufwand entgegen gewirkt. Durch die geschickte Kombination aller möglichen Maßnahmen kann der Aufwand auf ein leistbares Maß reduziert werden [21]. Die wesentlichen Säulen dazu sind: Objektivierung von subjektiv bewerteten Attributen wie Fahrbarkeit, Komfort und Spontanität [22] Klassifizierung von Fahrereignissen und Belastungsprofilen zur effizienten Ableitung von repräsentativen Testzyklen

264

6


Statistische Versuchsplanung (DoE – Design of Experiments) zur Reduktion der erforderlichen Erprobungs- und Validierungsumfänge Verlagerung der Straßenversuche auf Prüfstände und Abbildung der veränderlichen Umgebungsbedingungen (z. B. Kalterprobung) am Prüfstand Automatisierte Getriebekalibration am Rollenprüfstand [23] Aufbau detaillierter Simulationsumgebungen zur Unterstützung der Kalibrationsaktivitäten und Vorbedatung auf Basis virtueller Fahrbarkeitsbewertungen (SiL – Software in the Loop und HiL – Hardware in the Loop) [24, 25]

6.2 Handschaltgetriebe Handschaltgetriebe, auch manuelle Schaltgetriebe genannt, besitzen aufgrund ihrer geringen Herstellkosten und des hohen Wirkungsgrades in Europa sowie weltweit auf vielen wichtigen Märkten die größte Kundenakzeptanz. Sowohl das Schalten eines Ganges als auch die Betätigung der Kupplung werden bei Handschaltgetrieben manuell vom Fahrer ausgeführt. Handschaltgetriebe werden anhand der Anzahl Übersetzungsstufen sowie der Anzahl und Anordnung der Wellen kategorisiert.

6.2.1 Aufbau und Baugruppen Bei manuellen Schaltgetrieben handelt es sich um Stirnradgetriebe. Auf mindestens zwei parallel verlaufenden Wellen sind dabei die Zahnradpaarungen für die jeweiligen Gangstufen angeordnet, die aus jeweils einem Festrad und einem Losrad bestehen. Das Festrad ist drehfest mit der einen Welle verbunden, während sich das Losrad auf der anderen Welle frei drehen kann. Erst wenn ein Gang geschaltet wird, werden Losrad und Welle durch eine Schalteinrichtung verbunden. Abb. 6.5a zeigt den Aufbau eines manuellen Schaltgetriebes für Inline-Anwendungen: Das Drehmoment wird vom Eingang durch eine konstante Übersetzung auf die sogenannte Vorgelegewelle übertragen. Je nach geschalteter Gangstufe erfolgt schließlich die Übertragung des Drehmoments auf die koaxial zur Eingangswelle angeordnete Ausgangswelle und von dort zum Achsgetriebe. Eine Besonderheit stellt der fünfte Gang dar, der als sogenannter Direktgang1 ausgelegt ist, da die Leistung direkt von der Eingangswelle auf die Ausgangswelle übertragen wird. Der Rückwärtsgang ist über ein zusätzliches Zwischenrad realisiert, welches die Drehrichtungsumkehr bewirkt. Abb. 6.5b zeigt den Aufbau eines Getriebes für Queranwendungen. Im Unterschied zum Inline-Getriebe erfolgt die Realisierung der gangabhängigen Übersetzung direkt von der Eingangswelle auf die Vorgelegewelle, welche gleichzeitig die Ausgangswelle dar1

Je nach Anwendungen können auch andere Gänge statt des fünften Gangs als Direktgang ausgeführt sein.

6.2 Handschaltgetriebe

265 b

a 3.

K vom Motor bzw. Kupplung

6.

2. 4.

1. 1.

R

5.

R

2.

3.

4.

5.

vom Motor bzw. Kupplung

zum Achsgetriebe

zum Rad

zum Rad

Abb. 6.5 Aufbau von Handschaltgetrieben

stellt. Von dort wird das Drehmoment auf das integrierte Achsgetriebe übertragen. Da der axiale Bauraum insbesondere bei quer eingebauten Motoren knapp ist, ist man bestrebt, die Getriebe möglichst kurz zu bauen. Aus diesem Grund werden häufig sogenannte Mehrwellenkonzepte eingesetzt, bei denen mehrere Vorgelegewellen verwendet werden, die das Drehmoment von der Eingangswelle erhalten und über eigene Achsgetriebeübersetzungen an das Differential weitergeben. Durch ihren einfachen Aufbau und die geringe Anzahl der verwendeten Bauteile erweisen sich Handschaltgetriebe als kostengünstig und verlustarm. Zusätzlich sind durch die verwendete Vorgelegebauweise die Übersetzungen zumindest bei längs verbauten Getrieben weitestgehend frei wählbar, was sich ebenfalls als günstig erweist. Für quer verbaute Getriebe gelten Einschränkungen hinsichtlich der Achsabstände. Um die verschiedenen Übersetzungsstufen einzustellen ist eine innere Schaltung integriert und eine äußere Schaltung angebaut. Zusammen bewegt das Schaltungssystem die Schiebemuffen der Synchronisationseinheiten. Über die äußere Schaltung erfolgt die Gangwahl durch den Fahrer. Die äußere Schaltung setzt dabei die Bewegungen des Wählens (Gasse) und des Schaltens (Gang) durch ein Schaltgestänge oder durch Seilzüge bis zur inneren Schaltung um. Der Begriff äußere Schaltung umfasst alle Bauteile, die sich außerhalb des Getriebes befinden und zur Umsetzung der Fahrervorgabe notwendig sind.

266

6


Die innere Schaltung überträgt die Schaltbewegungen von der äußern Schaltung auf jeweiligen Synchronisationseinheiten oder bei nicht synchronisierten Getrieben z. B. Klauenkupplungen entsprechend der Fahrervorgabe (vgl. Abschn. 4.2.3).

6.2.2

Anforderungen an Handschaltgetriebe

Vom Kunden wahrnehmbare Charakteristika der Qualität eines Handschaltgetriebes betreffen die Getriebeakustik (vgl. Abschn. 2.3) sowie die Schaltbarkeit. Diese wird definiert von der Dosierbarkeit der Kupplung auf der einen Seite (vgl. Abschn. 3.5) und den Bewegungen und Kräften am Schalthebel andererseits. Automobilfirmen und Getriebehersteller gleichermaßen versuchen daher, das Schaltgefühl, also die Krafteinwirkung des Schaltknaufes auf die Hand des Fahrers, möglichst agil, präzise, komfortabel und angenehm zu gestalten. Der Schaltkomfort selbst wird nicht allein durch die äußere Schaltung und das Getriebe beeinflusst, sondern auch durch den Antriebsstrang und das Fahrzeug. Schon die Definition eines angenehmen Schaltgefühls gestaltet sich nicht trivial und ist äußerst aufwendig zu ermitteln. Das subjektive Komfortempfinden eines Fahrers muss hierbei in objektive, messtechnisch zu erfassende Größen übersetzt werden [26, 27]. Umfangreiche Kundenbefragungen werden beispielsweise auf Basis der QFD-(Quality-Function-Deployment-)Methode in Konstruktionsparameter übersetzt. Messungen verschiedenster Einflussgrößen, Reaktionskräfte und Bewegungen werden anschließend katalogisiert. Hieraus definiert man einen Anforderungskatalog sowohl für die Schaltungselemente außerhalb des Getriebes (Schalthebel, Schaltmassen, Schaltungszug, Schaltungsgestänge) als auch die Schaltungselemente innerhalb des Getriebes (Schaltstangen, Schaltgabeln, Synchronisationseinheiten). Die herstellerspezifische Definition der Schaltbarkeit umfasst dann

die Schaltknaufkräfte (in x- und y-Richtung) in Form eines Kraft-Zeit-Verlaufes die Schaltarbeit (Schaltkraftintegral aus Schaltkraft und Schaltweg) den Kupplungspedalweg die Steifigkeiten aller Schaltungselemente die Spiele an den Einzelelementen die Dämpfungseigenschaften der Schaltung und ergonomische Parameter

Die konstruktive Umsetzung geschieht mit Hilfe von Mehrkörper-Simulationen, wobei häufig reine Drehschwingungsanalysen eine ausreichende Detaillierung der meisten Effekte ermöglichen. Die Schaltqualität wird anschließend versuchstechnisch bestätigt, wobei sowohl dynamische Aspekte beim Schalten (gegenseitiger Einfluss von Getriebe, Antriebsstrang und Fahrzeug) ermittelt werden, wie generelles Schaltgefühl, Kratzen, Hochschalt-Kratzen,


267

Hakeligkeit, Klacken oder andere Schaltungsgeräusche, zweiter Druckpunkt (engl. second peak), Krachen, Blockierungen, Schwirren oder Schlagen,

als auch statische Eigenschaften der Schaltung (z. B. die Geometrie der Synchronisierung wie Kegelwinkel, Anspitzung) gemessen werden:

Schaltwahl (Gassenwahl, Gangwahl), Präzision bei der Gangwahl, Endanschläge und Steifigkeiten, Schaltgeräusch.

6.2.3 Auslegung von Handschaltgetrieben Zunächst ist die Antriebsstrangkonfiguration festzulegen. Die wichtigsten Eingangsgrößen für die grobe Dimensionierung sind das maximale Motormoment, die Anzahl der Gangstufen und das maximale Gespanngewicht. Bauraumdaten mit der Position des Kurbelwellenflansches werden benötigt. Im Falle von Transaxle-Getrieben sind die Positionen der Räder bzw. Radachsen erforderlich. Mit einer vorläufigen Definition der Achsabstände werden grobe Berechnungen für die Verzahnungsbreiten durchgeführt. Es wird dann entschieden, ob zur Lagerung der Losräder Gleit- oder Wälzlager eingesetzt werden. Die Identifikation von Komponenten, die von anderen oder ältern Getrieben übernommen werden können (Baukastenansatz, Gleichtteileansatz) ist ein nächster Schritt. Sorgfältig muss die Auswahl der Synchroneinheiten erfolgen, da diese signifikanten Einfluss auf die Schaltbarkeit haben. Mit Lagern und Dichtungen wird die vorläufige Konstruktion ergänzt. Auf dieser Basis kann dann die detaillierte Verzahnungsberechnung und die Analyse der Wellendurchbiegung erfolgen. In den folgenden Optimierungsschleifen wird die Getriebekonstruktion vervollständigt.

6.2.4

Ausführungsbeispiele

Handschaltgetriebe werden insbesondere in Inline- oder in Querbauweise ausgeführt (vgl. Abb. 6.5); für beide Bauformen ist in diesem Abschnitt jeweils ein Ausführungsbeispiel dargestellt. Das 6MTI300-6-Gang-Getriebe von Getrag ist für Inline-Anwendungen im Standardantriebsstrang konzipiert und überträgt ein maximales Drehmoment von 300 Nm (Abb. 6.6). Das Getriebe ist in Vorgelegebauweise ausgeführt und verfügt je nach Ausführung über ein oder zwei Overdrive-Gänge. Mit einem Gewicht von 32 kg (trocken)

268

6


Abb. 6.6 6-Gang-MT in Inlinebauweise, 6MTI300, GETRAG [28]

unterscheidet es sich deutlich von den automatisch schaltenden Getrieben. Die Schaltung erfolgt über eine zentrale Schaltwelle, die wiederum Synchronisationseinheiten betätigt, die für den 1. und 2. Gang als Doppelkegel und für die Gänge 3 bis 6 als Einfachkegel ausgeführt sind. Der Rückwärtsgang ist ebenso als Einfachkegel ausgeführt. Radsatzvarianten mit einer Spreizung von bis zu 6,2 sind in Serie ausgeführt. Für das 6MTI300-Getriebe existieren unterschiedliche Ausführungen für Otto- und Dieselmotoren (Abb. 6.7), da die Getriebespreizung, bedingt durch das Motorkonzept, angepasst werden muss. Der wesentliche Unterschied besteht dabei in der Auslegung des Direktgangs. Während für die Ottomotor-Variante der fünfte Gang als Direktgang ausgeführt ist, wird bei der Dieselmotor-Variante der vierte Gang als Direktgang verwendet (Abb. 6.7). Dies macht entsprechende Änderungen an der Anordnung des Radsatzes und an der inneren Schaltung notwendig [28].

a

3. 4. 2.


5.

6.

b

1. R

3.


4.

2. 5. 6.

1. R zum Achsgetriebe

zum Achsgetriebe

Abb. 6.7 Schema des GETRAG-6MTI300-Getriebes für Otto- und Dieselmotoranwendungen


269

Abb. 6.8 6-Gang-MT für Frontquer-Anwendungen, 6MTT250, GETRAG

Für frontquer angetriebene Fahrzeuge ist das Ausführungsbeispiel in Abb. 6.8 gegeben. Hierbei handelt es sich um ein 6-Gang-Getriebe, welches für Fahrzeuge mit Frontantrieb im Kleinwagen- und Kompaktklasse-Segment eingesetzt wird. Bei dem Getriebe

R.

6.

5.

4.

3. Antrieb

2.

1.

zum Rad

Abb. 6.9 Schema des 6MTT250-Getriebes, GETRAG

zum Rad

270

6


6MTT250 handelt es sich um ein Zwei-Wellen-Getriebe, welches mit einer Installationslänge von 399 mm eher lang baut, aber gegenüber Drei-Wellen-Getrieben der gleichen Momentenklasse insgesamt kompakter ist. Das maximal übertragbare Drehmoment liegt bei 250 Nm. Wie bei allen Getrieben für Frontquer-Anwendungen ist im 6MTT250 ein Achsgetriebe integriert. Die Synchronisationseinheiten für die Gänge 1 und 2 sind als Doppelkegel, die für die Gänge 3 bis 6 und den Rückwärtsgang als Einfachkegel ausgeführt. Die äußere Schaltung des 6MTT250 ist durch Seilzüge realisiert. Die Spreizung von 6 liegt in einem für Handschaltgetriebe üblichen Bereich. Abb. 6.9 zeigt eine schematische Darstellung des 6MTT250.

6.3

Automatisierte Handschaltgetriebe

Automatisierte Handschaltgetriebe (AMT) haben heute in Nutzfahrzeugen sowie in Kleinund Sportwagen ihren Einsatz und verbinden den hohen Wirkungsgrad von Handschaltgetrieben mit dem Bedienkomfort von Automatikgetrieben. Geht es primär um Kraftstoffeffizienz und Bedienkomfort, so bietet sich der Einsatz von AMT an. Bei besonderen Anforderungen an die Sportlichkeit sind spezielle AMT-Konzepte mit verkürzten Schaltzeiten geeignet (vgl. Abschn. 6.3.4).

6.3.1 Aufbau und Baugruppen Bei AMT handelt es sich um Handschaltgetriebe in Vorgelegebauweise, welche entweder durch Zusatzkomponenten als sogenannte Add-on-Lösung (z. B. Ford Fiesta, Opel Corsa, Alfa Romeo) oder durch eine vollkommen integrierte Aktuatorik automatisiert werden. Beispiele für die letztgenannte Bauweise finden sich in den Fahrzeugen BMW M5, Smart Fortwo und diversen Nutzfahrzeugen. Zusätzlich zu den Baugruppen eines Handschaltgetriebes besitzt ein AMT Aktuatorik und die dafür notwendigen Komponenten zur Energieversorgung. Die Aktuatorik kann dabei elektromechanisch, pneumatisch oder hydraulisch realisiert sein (vgl. Kap. 4). Ein Vergleich von AMTs mit MTs zeigt, dass drei zusätzliche Funktionen bzw. Baugruppen für ein AMT benötigt werden: Kupplungsbetätigung, Betätigung für Gassenund Gangwahl und Getriebesteuergerät (vgl. Abschn. 5.1). Add-on-Lösungen zeichnen sich dadurch aus, dass sie einen hohen Anteil an Gleichteilen mit dem manuellen Getriebe besitzen. Bei einer nachträglichen Automatisierung eines bestehenden Getriebes entfallen die Entwicklungs- und Erprobungsumfänge in Bezug auf das Basisgetriebe. Die Adaption der Betätigungssysteme an die bei einem Handschalter erforderlichen Schnittstellen erfordert besonderes Augenmerk und Aufwand. Einige Komponenten bedürfen gegebenenfalls einer Ertüchtigung, da die Schalthäufigkeit gegenüber Handschaltgetrieben erhöht ist. Die Integration der Betätigungssysteme in ein

6.3 Automatisierte Handschaltgetriebe

271

neu zu entwickelndes AMT ermöglicht eine kompaktere Bauweise und die Reduktion von einigen Anforderungen insbesondere aus missbräuchlichem Gebrauch, der bei AMT durch die Getriebesteuerung ausgeschlossen werden kann. Wie oben beschrieben, wird die Automatisierung von Handschaltgetrieben durch den Einsatz zusätzlicher Komponenten ermöglicht: die automatische Kupplungsbetätigung, die automatisierte Betätigung für Gassen- und Gangwahl und das integrierte Steuergerät für Schaltpunktwahl und Schaltablauf.

6.3.2 Anforderungen an automatisierte Handschaltgetriebe Da bei der Entwicklung von AMTs Wert auf einen hohen Anteil an Gleichteilen mit den manuellen Getrieben gelegt wird, werden in der Regel Kupplungssysteme verwendet, die ohne Zuführung von Energie geschlossen sind (Normally-closed-Systeme). Ein weiterer Vorteil dieser Auslegung ist die Verhinderung des Wegrollens beim Abstellen des Fahrzeugs ähnlich einer Parksperre. Für die Getriebeauslegung ergeben sich damit folgende Unterschiede:

Entfall der äußeren Schaltung Ankopplung von Betätigungssystemen für Gangwechsel und Kupplung Schnittstellen am Getriebegehäuse für die zusätzlichen Komponenten und Subsysteme Integration von Sensoren und Verkabelung derselben Getriebesteuergerät und elektrisches Bedienelement als Fahrerschnittstelle

Aus der Automatisierung abgeleitete Belastungsanalysen zeigen laut [29]: eine Verdopplung der Schalthäufigkeit eine deutliche Erhöhung des Kraftniveaus während des Synchronisiervorgangs [30] (entsprechende Änderung von Synchronmaterialien bei harten Schaltvorgängen und Anpassung des Lastkollektivs kommen als Maßnahmen in Frage) keine nennenswerte Änderung der Kupplungslebensdauer, allerdings ist belegt, dass die Varianz der Kupplungslebensdauer bei einem AMT deutlich geringer ist als bei MTs (ein Grund ist der geringere Wärmeeintrag bei Anfahrten unter hoher Last (Beladung und/oder Steigung) im Vergleich zu durchschnittlichen Fahrern bei MTs). Abb. 6.10 zeigt die Integration einer Getriebesteuerung im Fahrzeug. Das Zusammenspiel der gezeigten Komponenten kann anhand des automatisierten Gangwechsels veranschaulicht werden [31]. Schaltvorgänge werden in Abhängigkeit von Fahrzeug- und Umweltparametern innerhalb der Getriebesteuerung ausgelöst. Das Getriebesteuergerät übernimmt dabei die Steuer- und Regelfunktionen der Gangsteller und der Kupplung, wobei hierzu Magnet-

272

6


1

TCU 3 2

R

4

N D

6

ABS/TA 17

8

5

7 9

16

15 10

PCM

14

13

12

11

Abb. 6.10 Integration einer Getriebesteuerung im Fahrzeug. 1) Getriebesteuerung, 2) Antiblockierbzw. Traktionssystem, 3–4) Anzeigeelemente im Cockpit, 5) Lenkwinkel vom Lenkrad, 6) Ventile und Relais zur Bereitstellung hydraulischer Drücke für Betätigung, 7) Kupplungszylindersensor, 8) Wählzylindersensor, 9) Schaltzylindersensor, 10) Drehzahlsensor, 11–13) Bedienelemente, 14) Steuergerät für gesamten Antriebsstrang, 15) CAN-Bus, 16) Sensor „Tür offen/geschlossen“, 17) Sensor „Motorhaube offen/geschlossen“

ventile und Relais angesteuert werden, um die entsprechenden hydraulischen Drücke für die Betätigung bereitzustellen. In dem dargestellten Beispiel wird neben der Getriebesteuerung ein weiteres Steuergerät für den gesamten Antriebsstrang verwendet, welches übergeordnete Funktionen zur Koordination der Drehmomente unter Berücksichtigung des Fahrerwunsches bereitstellt. Über den CAN-Bus werden Daten zwischen den Steuergeräten ausgetauscht. Die Getriebesteuerung in Abb. 6.10 verarbeitet Motor-, Getriebe-, Sicherheitssignale und den Fahrerwunsch, welcher durch den Fahrereingriff an den Bedienelementen definiert ist. Die Erfassung der Fahrzeugparameter erfolgt mit Hilfe von Sensoren und Signalen, die wiederum von anderen Steuergeräten, wie z. B. dem Motorsteuergerät, bereitgestellt werden. Sensorsignale für die Positionen des Kupplungszylinders, des Wählzylinders, des Schaltzylinders sowie Drehzahlen werden im Beispiel in Abb. 6.10 an die Getriebesteuerung übermittelt.

6.3 Automatisierte Handschaltgetriebe

273

6.3.3 Auslegung von automatisierten Handschaltgetrieben Die Auslegung des Basisgetriebe eines AMT ist konzeptbedingt sehr ähnlich zu der von Handschaltgetrieben. Wesentliche Unterschiede ergeben sich beispielsweise für die Auslegung der Synchronisationseinheiten. Bei Handschaltgetrieben spürt der Fahrer die Schaltkräfte am Schalthebel und bewertet unharmonische Kraftverläufe negativ. Durch die Automatisierung des Schaltablaufs bei AMT rückt der Betätigungskraftverlauf jedoch in den Hintergrund. Da die Elastizitäten der äußeren Schaltung und der Anbindung an den Wählhebel fehlen, ist eine sorgsame Betrachtung der Elastizitäten der inneren Schaltung und des Betätigungssystems notwendig. Zusammen mit den Trägheiten ist eine ausgewogene Konstruktion zu finden, die präzise und wiederholbare Gangwechsel gewährleistet. Insbesondere ist darauf zu achten, dass für die initiale Ausrichtung des Sperrrings ausreichend Zeit zur Verfügung steht, um die Sperrwirkung sicher zu erreichen und bis zur Drehzahlgleichheit aufrecht zu erhalten. Beim Erreichen des Endanschlags beim Durchschalten ist sicherzustellen, dass die Schiebemuffe nicht derart zurückprallt, dass der Gang wieder ausgeschaltet wird. In Abhängigkeit von der Art der Betätigungssysteme (mechanisch oder hydraulisch) kommen unterschiedliche Auslegungsstrategien zur Anwendung, einige Applikationen verwenden spezielle Schaltelastizitäten. Eine entscheidende Größe bei der Beurteilung des Schaltkomforts von AMT ist die dabei entstehende Zugkraftunterbrechung. Um diese möglichst kurz zu halten, ist der Gangwechsel mit hohen Kräften und kurzen Synchronisationszeiten durchzuführen. Gerade in der Beschleunigungsphase, bei der meist in einem Bereich von hohem Motordrehmoment geschaltet wird, fällt die Zugkraftunterbrechung unangenehm auf, weil der Fahrer nicht wie beim Handschaltgetriebe von der Betätigung des Schalthebels und der Kupplung abgelenkt wird. Um eben diese Phase der Zugkraftunterbrechung so kurz wie möglich zu halten, wird beim automatisierten Getriebe der Schaltvorgang extrem forciert, wobei die Synchronisierung stark belastet wird. Die Synchronisationseinrichtung ist eine wichtige Getriebebaugruppe, deren einwandfreie Funktion über die gesamte Lebensdauer des Fahrzeugs sichergestellt werden muss. Details zur Auslegung von Synchronisationseinheiten sind in Abschn. 3.7 gegeben. Prinzipiell erfolgen die Beurteilung und die Optimierung der Schaltqualität (Schaltruck und Schaltzeit) ähnlich wie bei Doppelkupplungs- und Automatikgetrieben (vgl. Abschn. 6.5). Abb. 6.11 zeigt einen typischen Kraft-Zeit-Verlauf eines AMT gemessen an der Schaltschwinge.

6.3.4 Ausführungsbeispiel Abschließend werden anhand eines 7-Gang-Getriebes (Abb. 6.12) Besonderheiten und Hauptmerkmale vorgestellt. Das dargestellte Getriebe ist in Inline-Bauweise für Fahrzeuge mit Standardantrieb konzipiert. Bei der Auslegung wurde auf optimierten Wirkungs-

274

6


Einlegen des Zielgangs

450 400 Gangauslegen

350 Axialkraft [N]

300 250 200 150 100 50 0 0

0.05

0.10

0.15

0.20 Zeit [s]

0.25

0.30

0.35

Abb. 6.11 Kraft-Zeit-Verlauf am Beispiel einer 2–3-Hochschaltung mit AMT unter Volllast

Abb. 6.12 Automatisiertes 7-Gang-Handschaltgetriebe, 7AMI550, GETRAG [28]

grad und hohen Komfort bei gleichzeitig schnellen und sportlichen Schaltungen geachtet. Die Schaltzeitoptimierung erlaubt durch spezielle Radsatz- und Schaltungsanordnungen Schaltzeiten bis 0,065 s. Hierzu sind die Gänge 6, 7 und R mit Einfachsynchronisierungen ausgestattet, die Gänge 1, 3, 4 und 5 mit Doppelkegelsynchronisierungen und der 2. Gang sogar mit einer Dreifachkegelsynchronisierung. Die Betätigung der Kupplung und der Schalteinrichtungen erfolgt hydraulisch. Das Getriebe besitzt eine Übersetzungsspreizung von 'S D 4,78, ist für maximal 550 Nm Eingangsmoment und Fahrzeuge mit

6.4 Doppelkupplungsgetriebe

275 3. K

vom Motor bzw. Kupplung

7.

5.

2. 4.

6.

R 1. zum Achsgetriebe

Abb. 6.13 Schema des 7AMI550-Getriebes, GETRAG

einem zulässigen Gesamtgewicht (ohne und mit Anhänger) von 2450 kg bzw. 4350 kg ausgelegt. Das Gewicht beträgt 71 kg, die Installationslänge 714 mm. Die Ganganordnung des vorgestellten Getriebes ist in Abb. 6.13 zu sehen. Da es sich bei dem 7AMI550-Getriebe um ein ausschließlich für AMT entwickeltes Konzept handelt, weist die Radsatzanordnung einige Besonderheiten auf. Anders als bei Varianten, die auf einem Handschaltgetriebe-Grundkonzept basieren und hinsichtlich der Anordnung der Gänge an das übliche Schaltschema gebunden sind, lassen sich die Übersetzungen des 7AMI550 so anordnen, dass aufeinander folgende Gänge – mit Ausnahme des sechsten und siebten Gangs – über unterschiedliche Synchroneinheiten betätigt werden. Erst durch diese Anordnung werden die vergleichsweise kurzen Schaltzeiten möglich, da die Betätigungen von Ist- und Zielgang unabhängig voneinander und mit einer Überschneidung aktuiert werden können. Lastschaltungen, wie sie in Abschn. 2.1 beschrieben sind, sind mit diesem Konzept dennoch nicht möglich.

6.4 Doppelkupplungsgetriebe Typische Doppelkupplungsgetriebe (DCT) besitzen sechs bis sieben Gänge und sind in Vorgelegebauweise für Frontquer-, Frontlängs- oder Standardeinbau konzipiert. Spezielle Anwendungen unterstützen einen Einbau mit Mittelmotor bei einer Drehmomentkapazität von 1200 Nm und einer Motorleistung von ca. 735 kW. Es sind außerdem Varianten für die Transaxle-Anordnung bei heckgetriebenen Fahrzeugen bekannt. DCT in Vorgelegebauweise ermöglichen ein Antriebssystem, das Fahrspaß mit Schaltqualität auf höchstem Niveau und optimaler Effizienz verbindet, wobei der Gesamtwirkungsgrad des Getriebes von verschiedenen Parametern, wie Reibung, Schleppmoment sowie Energiebedarf der Aktuatorik, abhängt [32]. Insbesondere die relativ flexible Anpassung der DCT an den Antriebsstrang in einer Vielzahl verschiedener Anwendungen,

276

6


wo außer auf die Fahrleistungen konsequent auf Wirtschaftlichkeit gesetzt werden muss, ist durch die Wahlfreiheit der Übersetzungsverhältnisse gegeben. Hier muss jedoch darauf hingewiesen werden, dass die Achsabstände letztendlich die Übersetzungswahl reglementieren. DCT vereinen die Vorteile von manuellen Getrieben und Automatikgetrieben. Sie bieten:

Fahrdynamik auch ohne manuelles Schalten (sportlich und komfortabel) Verbrauchseffizienz im Zyklus vergleichbar mit manuellen Getrieben zugkraftunterbrechungsfreie Schaltungen wie im Automatikgetriebe wenige Abhängigkeiten zwischen den Gangübersetzungen (Übersetzungen lassen sich mit geringem Aufwand ändern, wobei die Achsabstände reglementieren) Allrad-Anwendbarkeit Start-Stopp- und Hybridfähigkeit Verwendbarkeit und Erweiterbarkeit von bestehenden, für manuelle Getriebe eingerichteten Fertigungskapazitäten für viele Bauelemente (für die Doppelkupplung und die Mechatronik ist eine neue Fertigung notwendig)

6.4.1 Aufbau und Baugruppen DCT lassen sich aus Handschaltgetrieben (Abschn. 6.2) ableiten, wobei die folgenden Baugruppen angepasst oder ergänzt werden: Die Synchronisationseinheiten müssen an das entsprechende Lastkollektiv angepasst werden (vgl. Abschn. 3.7). Zur Aktuierung der Kupplungen, der inneren Schaltung und der Parksperre wird ein Betätigungssystem benötigt (vgl. Kap. 4). Hierzu gehören z. B. das Hydrauliksystem und die Ölpumpe, welche eine hydraulische Betätigung ermöglichen. Das Gehäuse muss durch entsprechende Gestaltungsmaßnahmen das Kühl- und Beölungskonzept optimal unterstützen. Die Parksperre muss die Auslegungskriterien hinsichtlich der sicherheitsrelevanten Funktionen erfüllen und bauraumoptimal in das Getriebe integriert werden. Ein integriertes Steuergerät mit Mikrocontrollern übernimmt die Steuerung und Regelung der Aktuatoren in allen Betriebszuständen, wie z. B. bei Lastschaltungen oder Anfahrmanövern (vgl. Abschn. 5.1). Das besondere Merkmal der DCT ist die Lastschaltfähigkeit, welche durch die Verwendung eines Kupplungspaares als Anfahr- und Schaltelement ermöglicht wird. Die Doppelkupplung ist mit den Getriebeeingangswellen verbunden, wobei je eine Kupplung jeweils einem Teilgetriebe zugeordnet ist. Zwischen VKM und Doppelkupplung befindet sich häufig ein Zweimassenschwungrad zur Dämpfung motorerregter Drehschwingungen. Es existieren Ausführungsformen mit trockenen und nass laufenden Kupplungen. Trockene Kupplungen besitzen eine geringere thermische Belastbarkeit als nass laufende Kupplungen in Verbindung mit einer Zwangskühlung, sind jedoch hinsichtlich des Wir-


277

Schaltung vorbereiten

Schaltung durchführen

Schaltung beendet

2. Gang einlegen

Überschneidungsphase

1. Gang auslegen

1. 3. 4. 2.

1. 3. 4. 2.

1. 3. 4. 2.

R

5.6. P

R

5.6. P

R

5. 6. P

- gerade Gänge - ungerade Gänge

Abb. 6.14 Grundprinzip einer Lastschaltung

kungsgrades deutlich effizienter. Dies ist zum einen auf die höheren Schleppverluste nass laufender Doppelkupplungen und zum anderen auf die Verwendung einer relativ großen Pumpe zur Deckung des Kühlölbedarfs zurückzuführen. Bei hohen Energieeinträgen, wie sie z. B. bei häufigen Anfahrten an Steigungen auftreten, müssen die Kupplungsbeläge mit Hilfe von Software-Algorithmen vor Schäden geschützt werden. Zusätzlich tritt bei Trockenbelägen ein höherer Verschleiß auf, der die Lebensdauer der Kupplungen begrenzt. Die Kupplungen eines DCT sind mit jeweils einem Teilgetriebe verbunden. Jedes Teilgetriebe umfasst die Losräder der Übersetzungen, wobei aufeinanderfolgende Gänge sich sinnvollerweise nicht auf der gleichen Welle befinden. Deshalb sind die geraden Gänge und die ungeraden Gänge in zwei unterschiedlichen Pfaden angeordnet. Diese Aufteilung erlaubt es, gleichzeitig zwei aufeinanderfolgende Gänge eingelegt zu haben. Die eigentliche Schaltung erfolgt zugkraftunterbrechungsfrei durch Öffnen der aktiven und gleichzeitiges Anlegen der bis dahin passiven Kupplung (vgl. Abschn. 2.1). In Abb. 6.14 ist dies schematisch anhand einer Lastschaltung dargestellt. Die größte Verbreitung bzw. Marktdurchdringung haben DCT Anwendungen in Frontquer-Bauweise auf Basis eines Drei-Wellen-Konzepts. Häufig werden Gleichteile mit Handschaltgetrieben verwendet um Entwicklungs- und Erprobungsaufwand einzusparen bzw. Skaleneffekte zu nutzen. Varianten bei den Achsabständen und den Übersetzungen zum Differential (final drive) erlauben die Anpassungen der Übersetzungen an unterschiedliche Fahrzeugkonzepte und Plattformen. Bauraumvorgaben für unterschiedliche Fahrzeuge oder Plattformen üben oft Zwänge für die Wahl der Achsbstände aus und reduzieren die freie Übersetzungswahl. Im Hinblick auf die Baulänge bei Front-QuerAnwendungen ist die Integration der Doppelkupplung eine konstruktive Herausforderung

278

6

Abb. 6.15 Grundaufbau eines GETRAG-3-Wellen-DCT

Getriebekonstruktionen für Pkw-Anwendungen 1.

3. 4.

3.

197 R

5. 6.

P

372 393 - gerade Gänge - ungerade Gänge

und erfordert eine sehr kompakte Radsatzgestaltung. Abb. 6.15 zeigt den Grundaufbau eines 3-Wellen-DCT für den Frontquer-Einsatz.

6.4.2

Anforderungen an Doppelkupplungsgetriebe

Eine wesentliche Anforderung an Doppelkupplungen ist die thermische Belastbarkeit. Insbesondere bei trockenen Doppelkupplungen sind aufgrund der fehlenden Ölkühlung Maßnahmen erforderlich. Dazu gehört die ausreichende Dimensionierung von Druckplatten und Schwungrad um Konvektion und Wärmespeicherung zu ermöglichen. Damit werden Bauraumbedarf, Gewicht und Massenträgheit erhöht. Auch eine Belüftung der Kupplungsglocke und Optimierung der Luftführung in der Kupplungsglocke sind mögliche Maßnahmen. Dies widerspricht aber dem Wunsch die Kupplungsglocke zu kapseln, um Verschmutzung mit Staub, Feuchtigkeit, Partikel etc. zu verhindern, was potenziell Reibwertstabilität und Reibbelagverschleiß verschlechtert. Nasse Kupplungen verwenden eine höhere Anzahl von Lamellen (Reibflächen) und erzwungene Ölkühlung. Dennoch wird weniger Bauraum benötigt und auch Gewicht und Trägheit der nassen Kupplung sind geringer. Entsprechend der Dimensionierung des Kühlvolumenstroms können nasse Kupplungen höhere Dauerschlupfleistungen ertragen. Für die Schaltqualität gelten die gleichen Anforderungen wie für Automatikgetriebe. Bei trockenen Kupplungen muss die Reibwertvarianz infolge von Verschleiß und Temperatur bei Auslegung, Steuerungsentwicklung und Kalibration berücksichtigt werden. Im


279

Falle nasser Kupplung muss das Fluid stabile Reibwertverläufe insbesondere über seine Lebensdauer gewährleisten. Der Kalibrationsaufwand zum Erreichen der Schaltqualität entspricht dem, der auch bei Automatikgetrieben zu erwarten ist (vgl. Abschn. 6.1.7) Eine entscheidende Anforderung an alle Getriebekonzepte ist die Möglichkeit zur Hybridisierung. DCT erfüllen diese Anforderung in besonderem Maße, da konstruktive Änderungen und andere Zusatzmaßnahmen in einem überschaubaren Rahmen bleiben. So können DCT beispielsweise durch den Einsatz eines koaxialen Kurbelwellenstartergenerators Start-Stopp-fähig gemacht werden, vorausgesetzt es gelingt die Herausforderungen bezüglich des Bauraums zu meistern. Eine weitere Möglichkeit zur Hybridisierung von DCT ist in [33] beschrieben. Mit Hilfe eines zum Getriebe achsparallel angeordneten E-Motors wird die Getriebeeingangswelle der geraden Gänge über eine bestehende Übersetzung angetrieben. Es ist keine zusätzliche Trennkupplung notwendig und die Basislänge – als kritische Größe bei Frontquer-Konzepten – bleibt erhalten. Alle Hybridfunktionen sind mit diesem Konzept darstellbar. Weiterführende Details zur Hybridisierung finden sich in Kap. 7. Wie bei anderen Getriebekonzepten auch, spielen Anforderungen hinsichtlich der Reduzierung von Bauraum und Gewicht und der Verminderung der Geräuschentwicklung eine bedeutsame Rolle im Entwicklungsprozess von DCT. Der vergleichsweise hohe Wirkungsgrad von DCT offenbart weiteres Optimierungspotential. Bei einigen Konzepten trockener DCT ersetzt man z. B. die hydraulische Betätigung der Kupplungen durch kleinere und energieeffizientere elektromechanische Betätigungsvorrichtungen.

6.4.3 Auslegung von Doppelkupplungsgetrieben Die Wichtigkeit der flexiblen Übersetzungswahl ist von den Handschaltgetrieben bekannt und wird in Tab. 6.3 verdeutlicht. Für dasselbe Fahrzeug sind verschiedene Diesel- und Benzinmotoren gegenübergestellt.

Tab. 6.3 Übersetzungen für verschiedene Anwendungen eines Basis-Doppelkupplungsgetriebea

a

Motor

Mmax

nmax

i1

i6

'

2.0-l-Benziner 2.0-l-Turbo-Benziner 2.0-l-Turbo-Benziner 2.0-l-Turbo-Benziner 2.0-l-Diesel

(N m) 180 320 360 420 340

(1/min) 7100 7100 7100 7600 5100

() 16,244 15,08 16,244 14,849 14,572

() 3,146 2,605 2,961 3,148 2,293

() 5,16 5,79 5,49 4,72 6,35

Angenommener dynamischer Reifenhalbmesser rdyn D 0,31 m

vnD1000 im 1. Gang (km/h) 7,19 7,75 7,19 7,87 8,02

vnmax im 6. Gang (km/h) 263,75 318,52 280,23 282,14 259,93

280

6


Tab. 6.3 ist der unterschiedliche Spreizungsbedarf für gleichstarke Diesel- und Ottomotoren zu entnehmen. Um die bekannten Kriterien des Anfahrens, der Steigfähigkeit ohne und mit Anhänger sowie des Kriechverhaltens, z. B. im Stau, zu erfüllen, werden DCT mit relativ hohen Anfahrübersetzungen ausgelegt, da sie beim Anfahren keine Drehmomentüberhöhung, verglichen mit Wandlerautomaten, aufweisen. Die Auslegung hinsichtlich des letzten Ganges wird durch die Drehzahlspreizung des Motors bestimmt. Vergleichbare Höchstgeschwindigkeiten erreichen Fahrzeugvarianten mit Dieselmotoren bei deutlich niedrigeren Motordrehzahlen als jenen von Fahrzeugvarianten mit Ottomotor. Die Anforderungen an die Auslegung der Zwischenübersetzungen bzw. Abstufung können jedoch sehr unterschiedlich sein. Sie reichen bis hin zu einer Forderung eines 6. Gangs, der als sogenannter Schongang (engl. Overdrive) ausgelegt ist. Ein weiterer Aspekt für die Abstufung ist das im Vergleich zum Handschaltgetriebe zusätzliche Optimierungspotential durch die automatisierte Wahl der Schaltpunkte. Dadurch können deutliche Verbesserungen der Fahrleistungen erreicht werden, ohne die sonst üblichen Kompromisse zu Gunsten des Kraftstoffverbrauchs eingehen zu müssen (vgl. Kap. 1). Wie auch bei anderen Getriebetypen beeinflusst nicht alleine das maximale Motormoment die Dimensionierung eines Doppelkupplungsgetriebes. Das maximale Fahrzeugbzw. Gespanngewicht wird in die Lebensdauerbetrachtungen mit einbezogen. Die Achsabstände müssen sowohl bestehende als auch zukünftige Fahrzeugplattformen bedienen. Die Basis als Vorgelegegetriebe ermöglicht im Vergleich zu aktuellen Automatik- und auch Handschaltgetrieben neue Anordnungen in Fahrzeugen. Bei Sportwagen ist ein niedriger Schwerpunt gefordert, und so wird ein Doppelkupplungsgetriebe in Serie angeboten, für das bei Standartbauweise die Vorgelegewelle oberhalb der Getriebeeingangswelle angeordnet ist, genau anders als üblich. Auch Transaxlegetriebe in längsbauweise für Supersportwagen erfüllen die Anforderungen nach niedrigen Schwerpunkten. Bei Standartbauweise wird meist anstatt der Eingangskonstante eine Ausgangskonstante verwendet. Damit wird das Drehzahlniveau im Getriebe erhöht, was beim Einsatz von hochdrehenden Sportmotoren noch verstärkt wird. Dies ist bei der Auslegung von Lagern, Dichtungen und der Beölung zu berücksichtigen.

6.4.4 Ausführungsbeispiele Am Beispiel des Getriebes 6DCT450 der GETRAG-Powershift-Familie wird ein DCT im 3-Wellen-Design vorgestellt. Das 6DCT450 in Abb. 6.16 stellt ein flexibles Getriebekonzept für Frontquer-Anwendungen dar, welches sich mit verschiedenen Motorkonzepten paaren lässt (vgl. Tab. 6.3), wobei u. a. die Radsätze an die entsprechende Motorisierung angepasst werden und sich jeweils andere Getriebespreizungen ergeben. Es existiert außerdem eine bauraumverkürzte Variante (6DCT470) in einer 2 2-Wellen-Anordnung, welche insbesondere bei bauraumkritischen Anwendungen mit Fünf- und Sechs-ZylinderReihenmotoren eingesetzt werden kann [34]. Die schematischen Darstellungen beider Getriebevarianten sind in Abb. 6.17 gezeigt.


281

Nasse Doppelkupplung

Hydraulische Schaltbetätigung

Ölpumpe

Positionssensor

Ölfilter Eingangswelle 1 (Gänge 1, 3, 5 und R) Mechatronik Eingangswelle 2 (Hohlwelle für Gänge 2, 4 und 6)

Abb. 6.16 6-Gang-DCT, 6DCT450, GETRAG a

b 4.

6.

1.

2.

3.

4.

2.

Zwischenrad 1. R

Kupplung 2

Antrieb Kupplung 2

Eingangswelle 2

Kupplung 1

Eingangswelle 1

Kupplung 1

Abtriebswelle 1 Abtriebswelle 2

Antrieb

Abtriebswelle 2

Zwischenwelle

5. R

6.

zum Rad

zum Rad

Abtriebswelle 1 5.

3.

zum Rad

zum Rad

Abb. 6.17 Schemata des 6DCT470- (a) und des 6DCT450-Getriebes (b), GETRAG

Mit dem 6DCT450 lassen sich Fahrzeuge mit Front- und Allradantrieb im Kompakt-, Mittelklasse- und oberen Mittelklasse-Segment sowie sogenannte Sports Utility Vehicles ausrüsten. Bei dem 6DCT450 handelt es sich um ein Getriebe mit nasser Doppelkupplung,

282

6


wobei die beiden Kupplungen parallel angeordnet sind und eine Momentenkapazität von 450 Nm aufweisen. Ferner verfügt das 6DCT450 über sechs Vorwärtsgänge und einen Rückwärtsgang. Als vorteilhaft erweist sich die relativ einfache Erweiterungsmöglichkeit des 6DCT450 um eine Start-Stopp-Funktionalität. Hierzu kann ein Startergenerator über die Kupplung gesteckt werden. Der Startergenerator ist zwischen dem Außendurchmesser der Kupplung und der Gehäusewand angeordnet. In der Basisausführung ist an dieser Stelle der nasse Dämpfer angeordnet. Dieser Dämpfer wird für die Integration des Generators modifiziert. Im Idealfall ergibt sich so die Integration ohne eine Änderung der äußeren Getriebedimensionen. Das Getriebesteuergerät des 6DCT450 ist gemeinsam mit hydraulischen Komponenten und der Sensorik für Drehzahl, Druck und Weg in einer mechatronischen Einheit integriert. Die Betätigung der beiden baugleichen Kupplungen und der inneren Schaltung erfolgt hydraulisch-mechanisch. Eine Ölpumpe versorgt die Mechatronik mit dem notwendigen Arbeitsdruck und die Doppelkupplung mit einem Kühlölvolumenstrom, welcher optional auf die jeweils aktive Kupplung gelenkt werden kann. Auf Grund des Sicherheitskonzepts sind beide Kupplungen als aktiv zu schließende (normally open) ausgeführt. Schraubenfederpakete ermöglichen ein automatisches Öffnen der Kupplungen im Falle eines Druckabfalls [34]. Seit dem Jahr 2008 befindet sich ein erstmals von der Volkswagen AG vorgestelltes trockenes DCT auf dem Markt [35]. Gleichzeitig ist es das erste 7-Gang-Getriebe für Frontquer-Anwendungen. Mit dreieinhalb Wellen werden sieben Vorwärts- und ein Rückwärtsgang dargestellt. Die ungeraden Gänge sind gesamthaft auf der inneren Eingangswelle angeordnet. Die hohle Eingangswelle bedient die geraden Gänge und den Rückwärtsgang. Insgesamt drei Ritzel kämmen mit dem Differentialrad. Auf zwei Vorgelegewellen sind die Vorwärtsgänge angeordnet, sie erstrecken sich über die gesamte Getriebelänge. Anstatt eines einfachen Rades mit Welle und Lagerung zur Drehrichtungsumkehr kommt eine weitere, kürzere Vorgelegewelle zum Einsatz, die das dritte Ritzel zum Differential trägt. Sie wird entsprechend als halbe Welle gezählt, daher die Bezeichnung als Dreieinhalb-Wellen-Getriebe. Das Getriebe ist für 250 Nm ausgelegt, die maximale Spreizung beträgt 8,1. Das Gewicht beträgt etwa 70 kg. Abb. 6.18 zeigt ein Schnittmodell des DQ200-7F Getriebes. Ein elektrohydraulisches Betätigungssystem bedient die Doppelupplung und sorgt für die Gangwechsel. Da keine Kupplungskühlung verwendet wird, kommt für das Betätigungssystem ein separates Fluid zum Einsatz und nicht das Getriebeöl. Es ist für die Anforderungen des Betätigungssystems optimiert. Eine Mechatronikeinheit vereint die hydraulische und die elektronische Steuerung sowie die Sensoren. Insgesamt 8 Magnetventile steuern Kupplungen und Schiebemuffen an, die Steuerung und Regelung übernimmt das Getriebesteuergerät (TCU). Der hydraulische Druck wird mit einer elektrisch angetriebenen Zahnradpumpe erzeugt. Ein Druckspeicher unterstützt das Hydrauliksystem bei Bedarfsspitzen und ermöglicht den Einsatz einer kleineren Pumpe. Letztere arbeitet intermittierend, immer wenn der Druck eine Schwelle unterschreitet, schaltet die Pumpe ein und füllt den Druckspeicher. Dieses Hochdruckkonzept zusammen mit der


283

Abtriebswelle 3 5.

Abtriebswelle 2

R

Kupplung 1

Kupplung 2

7. 6.

Eingangswelle 1 Antrieb

Eingangswelle 2

Abtriebswelle 1

3. 1.

4. 2. zum Rad

zum Rad

Abb. 6.18 Schema des DQ200-7F-Getriebes, Volkswagen AG

fehlenden Kupplungskühlung bringt große Effizienzvorteile im Vergleich zu anderen Ausführungen, z. B. dem DQ250-6F/A mit nasser Kupplung und vom Verbrennungsmotor angetriebener Pumpe [36].

Abb. 6.19 7-Gang-DCT, DQ200-7F, Volkswagen AG

284

6.5

6


Automatikgetriebe

Wie Doppelkupplungsgetriebe zählen auch Automatikgetriebe zu den voll-automatischen Lastschaltgetrieben. Dies bedeutet, dass dem Fahrer die Aufgaben sowohl der Gangwahl als auch der Schaltung und des Anfahrens abgenommen werden. Automatikgetriebe sind durch ihren konstruktiven Aufbau unter Verwendung mehrerer kraftschlüssig arbeitender Schaltelemente in der Lage, Schaltungen ohne Zugkraftunterbrechung auszuführen. Die Schaltqualität (Schaltruck und Schaltzeit) spielt dabei eine zentrale Rolle, sowohl in der Entwicklung als auch in der Kalibration (vgl. Abschn. 6.1.7). Stufenautomatikgetriebe sind in den meisten Fällen mit einem Drehmomentwandler als Anfahrelement ausgestattet und zeichnen sich daher vor allem durch ihren hohen Anfahrkomfort aus. Durch den Drehmomentwandler besitzen Fahrzeuge mit Automatikgetriebe prinzipbedingt eine Kriechfunktion, da beim Lösen der Fahrzeugbremse bei eingelegtem Gang ein Drehmoment an die Räder übertragen wird. Das Prinzip der Drehmomentüberhöhung beim Wandler ist in Abschn. 3.8 erläutert. Zur Realisierung der einzelnen Gangstufen werden in den meisten modernen Automatikgetriebekonzepten Planetenradsätze verwendet. Diese ermöglichen eine hohe Leistungsdichte des Getriebes, schränken aber die Wahl der Übersetzungen ein (vgl. Abschn. 3.3). Die ersten Automatikgetriebe wurden bereits in den 1930er Jahren als 3-GangAutomatikgetriebe entwickelt und in die Serie eingeführt. In den 1980er Jahren wurde die hydraulische Steuerung mit Elektronik kombiniert. Die entsprechenden Steuergeräte übernahmen die Aufgaben für Gangauswahl, Schaltablauf, Steuerung der Wandlerüberbrückungskupplung sowie die der Diagnose [37–40]. In den 1990er Jahren kamen bereits 5-Gang-Automatikgetriebe in Serie [41]. Stufenautomatikgetriebe besitzen von voll-automatischen Getriebesystemen die größte Marktdurchdringung. Insbesondere in Nordamerika und Japan dominiert diese Getriebeart den Markt. In der Luxusklasse sind sie meist die einzige angebotene Getriebevariante, insbesondere in Kombination mit leistungsstarken Motoren.

6.5.1

Aufbau und Baugruppen

Stufenautomatikgetriebe mit hydrodynamischem Wandler als Anfahrelement besitzen generell folgende Baugruppen, die am Beispiel des 8HP-8-Gang-Getriebes der ZF Friedrichshafen AG in Abb. 6.20 gezeigt sind: Der Drehmomentwandler (vgl. Abschn. 3.8) dient als Anfahrelement. Bei geringen Geschwindigkeiten ermöglicht der Drehmomentwandler durch die Drehmomentüberhöhung eine komfortable Kriechfunktion und ein komfortables Anfahrverhalten. Durch die hydraulische Leistungsübertragung werden Schwingungen des Motors nur reduziert an den Radsatz übertragen, was den Komfort zusätzlich erhöht. Aus Wirkungsgradgründen

6.5 Automatikgetriebe

285

Abb. 6.20 8-GangAutomatikgetriebe 8HP der ZF Friedrichshafen AG

wird der Wandler in vielen Betriebszuständen durch die Wandlerüberbrückungskupplung aus dem Kraftfluss genommen. Oft kommt dabei eine Mikroschlupfregelung zum Einsatz, wodurch die NVH Eigenschaften verbessert werden. Der Radsatz eines Automatikgetriebes besteht aus mehreren einfachen oder verschachtelten Planetengetrieben (vgl. Abschn. 3.3). Über ihn wird die Antriebsleistung zwischen der Turbinenseite des Wandlers und dem Getriebeausgang übertragen. In Abschn. 6.5.3 wird auf besondere Anforderungen an den Radsatz eingegangen. Schaltelemente steuern den Leistungsfluss im Radsatz. Heutige Automatikgetriebe besitzen fünf und teilweise bis zu acht Schaltelemente. Dabei werden meist zwei bis drei Schaltelemente geschlossen, um den Leistungsfluss für einen Gang zu definieren. Im Allgemeinen ist man im Fahrbetrieb bestrebt, die Anzahl der offenen Schaltelemente möglichst gering zu halten, um die Schleppverluste zu minimieren. Als Schaltelemente dienen in Wandlerautomaten fast ausschließlich nass laufende Lamellenkupplungen und -bremsen. Vereinzelt sind Freiläufe und Bremsbänder zu finden. Letztere bieten Kostenvorteile und benötigen geringe Betätigungskräfte. Allerdings ist die Steuer- bzw. Regelbarkeit schlechter, insbesondere das Ansprechverhalten. Freiläufe benötigen kein Betätigungssystem, sie übertragen Drehmoment nur in eine Richtung. Diese Eigenschaften sind im einigen Bereichen von Steuerung und Regelung hilfreich, aber auch Notlauf- und Fehlerstrategien können damit elegant und robust umgesetzt werden. Teilweise werden sie parallel zu einer nassen Kupplung oder einer Lamellenbremse eingesetzt. Wie DCT besitzen auch Automatikgetriebe zur Verhinderung des ungewollten Wegrollens eine Parksperre auf der Getriebeausgangswelle (Abb. 6.20). Das Mechatronikmodul mit hydraulischer Steuerung und elektronischem Getriebesteuergerät ist üblicherweise vollständig in das Getriebe integriert. Auch die Sensoren werden in das Modul integriert. Bei längs verbauten Automatikgetrieben ist die Mechatronikeinheit häufig unterhalb des Radsatzes im Ölsumpf platziert. Dazu sind die Anforderungen der Fahrzeugkonfiguration und insbesondere die Bodenfreiheit und das CrashVerhalten zu berücksichtigen. Kapitel 5 behandelt die Getriebesteuerung.

286

6


Neben diesen auch als Wandlerstufenautomaten bezeichneten Bauformen existieren weitere Varianten. So stellte Daimler im Jahr 2008 ein Stufenautomatikgetriebe mit nass laufender Lamellenkupplung als Anfahrelement vor [42]. Honda baut, wie früher auch Daimler und General Motors, in kleinen Stückzahlen Automatikgetriebe in Vorgelegebauart, bei denen jeder Gang mit einer eigenen Kupplung in den Leistungspfad gebracht wird. Vorteil dieser Getriebebauart ist die freie Übersetzungswahl. Durch das Aufkommen der Doppelkupplungsgetriebe verliert diese Getriebebauart jedoch an Bedeutung.

6.5.2

Anforderungen an Automatikgetriebe

Die Hauptziele für die Entwicklung von Automatikgetrieben sind die Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs und die Verbesserung des Komforts, wobei sowohl die Kostenziele als auch eine zunehmende Forderung nach Sportlichkeit berücksichtigt werden müssen. Die Anforderungen stellen Zielkonflikte dar. Die Maßnahmen zur Erreichung der Entwicklungsziele sind vielfältig. Im Hinblick auf den Kraftstoffverbrauch ist es die Getriebeeffizienz selbst, auf der Systemebene im Zusammenwirken mit der Verbrennungskraftmaschine ist es auch die Getriebespreizung und kleinere Gangsprünge, was zu einer höheren Anzahl von Fahrstufen führt. Sportlichkeits- und Effizienzziele profitieren oft von den gleichen Maßnahmen. Beispielsweise hilft die Reduktion der trägen Massen für beide Kriterien, verbessert die Spontanität und die Effizienz. Allerdings führen solche Maßnahmen oftmals zur Verminderung des Komforts. Auch sind leichtere Getriebe i. d. R. sensitiver in Bezug auf NVH, eine Anregung wirkt sich bei leichteren Getrieben stärker aus. Die neueren Getriebetechnologien DCT und CVT erhöhen den Druck auf die Getriebeentwicklung für Automatikgetriebe Sportlichkeit, Kraftstoffverbrauch und Komfort zu verbessern. Insbesondere die steigende Anzahl von Fahrstufen und die höhere Spreizung ist eine Herausforderung für die Schaltstrategie bei Automatikgetrieben. Die optimale Fahrstufe für Verbrauch und diejenige für Fahrleistung sind nicht die gleichen (vgl. Kapitel 1). Somit wird die Möglichkeit direkter Mehrfachschaltungen zu einem Entwicklungsziel. Eine direkte Schaltung ist dadaurch charakterisiert, dass lediglich ein Schaltelement geschlossen bzw. eingeschaltet und ein zweites geöffnet wird. Mehrfachschaltungen sind diejenigen, die als Zielgang nicht eine direkt benachbarte Fahrstufe haben, also von der sequentiellen Folge abweichen. Direkte Schaltungen erhöhen die Sportlichkeit eines Getriebes, weil sie gegenüber Schaltungen mit Beteiligung von mehr als zwei Schaltelementen (und damit von Zwischenstufen) deutlich schneller ausgeführt werden können. Schnelle Rückschaltungen ermöglichen die häufige und frühzeitige Nutzung der verbrauchsgünstigen oberen Gänge (insbesondere overdrive Gänge). Auch sind die Algorithmen für die Steuerung und Regelung von direkten Schaltungen einfacher und damit auch der Entwicklungs- und Kalibrationsaufwand geringer als für indirekte Schaltungen. In Abb. 6.21a ist das Radsatzkonzept des 8HP-Getriebes dargestellt. Es ermöglicht 8 Vorwärts- und eine Rückwärtsstufe mit fünf Schaltelementen. In Abb. 6.21b ist die dazu-


287

a

A

B

GWK D T

P

E

L

Antrieb Wandler

b

zum Achsgetriebe

C 4 einfache Planetenradsätze

8 Vorwärtsgänge + Rückwärtsgang durch 5 Schaltelemente Schaltmatrix geschlossenes Schaltelement Bremsen Kupplungen Über- Gangc Gang A B C D E setzung sprung 1 4,70 1,50 2 3,13 1,49 1,26 2,10 3 1 2 1,67 1,30 4 1,29 1,29 5 1,00 1,19 6 0,84 1,25 7 0,67 Spreizung 8 7,05 R

3

4

5

6

7

8

Abb. 6.21 Radsatz (a), Schaltmatrix (b) und Möglichkeiten der direkten Schaltungen (c) des ZF8HP-Getriebes. GWK, geregelte Wandlerüberbrückungskupplung

gehörige Schaltmatrix des 8HP-Getriebes gezeigt. Die Tabelle zeigt anhand der Markierungen, in welchem Gang welche Schaltelemente geschlossen sind. Aus der Schaltmatrix lassen sich bereits die Möglichkeiten der direkten Mehrfachschaltungen ablesen. Dabei darf jeweils nur ein Schaltelement geöffnet und eines geschlossen werden. Das Ergebnis ist in Abb. 6.21c dargestellt. Die Auslegung von Drehmomentwandler und Wandlerüberbrückungskupplung erfolgt unter Berücksichtigung von Fahrzeuggewichten und Anhängelasten. Im Rahmen der Übertragungskapazitäten wird der Leistungsanteil von der Getriebesteuerung definiert, die das jeweilige Element überträgt. Zwischen einer rein fluid-dynamischen Koppelung (nur der Drehmomentwandler) und einer vollständig reibschlüssigen Übertragung (nur die Wandlerüberbrückungskupplung) kann jede Aufteilung definiert werden. Im Hinblick auf NVH ist eine offene Wandlerüberbrückungskupplung günstiger, allerdings bringt das für den Kraftstoffverbrauch Nachteile (das gilt nur für geringe Drehzahldifferenz im Wandler – also nicht für Anfahrvorgänge). Eine vollständig geschlossene Wandlerüberbrückungskupplung überträgt alle Anregungen von der Eingangsseite an den Radsatz. Im Rahmen der Entwicklung und Abstimmung wird der beste Kompromiss zwischen NVH und Kraftstoffverbrauch ermittelt. Dabei kommt häufig eine Mikroschlupfregelung für die

288

6


Wandlerüberbrückungskupplung zum Einsatz, die verwendeten Schlupfdrehzahlen liegen meist im Bereich von 40 bis 60 rpm. Damit werden die Anregungsamplituden, die an den Radsatz übertragen werden bereits signifikant reduziert (vgl. Abschn. 2.3). Manchmal werden die Abstimmungen auf Basis identischer Hardware für unterschiedliche Märkte verschieden ausgeführt, manche stellen die Komfortansprüche eher in den Vordergrund, andere die Sportlichkeit. Im Hinblick auf das verwendete Fluid (AFT D automatic transmission fluid) sind insbesondere die Kriterien Lebensdauer, Temperatursensitivität und Effizienz im Fokus. Aufgrund der sich mit der Temperatur ändernden Viskosität des Fluids entsteht eine signifikante Beeinflussung des Betätigungssystems und damit der Getriebesteuerung. In diesem Kontext und auch bezüglich der Verluste ist das Aufwärmen des Getriebes sorgfältig zu berücksichtigen.

6.5.3 Auslegung von Automatikgetrieben Bei der Auslegung von Automatikgetrieben sind zahlreiche Kriterien zu berücksichtigen [43]. Die Anordnung und Platzierung der Radsätze als Hauptkomponenten und deren Verbindung mit den Schaltelementen ist eine der Hauptaufgaben bei der Entwicklung von Automatikgetrieben. Im Hinblick auf die Eigenschaft der Leistungsverzweigung der Plantenradsätze ist eine ausreichende Anzahl von Schaltelementen in der Getriebekonstruktion vorzusehen, um einen definierten Momentenfluss durch das Getriebe zu gewährleisten. Oft sind mehr als die tatsächlich verwendeten Übersetzungsstufen möglich, aber diese haben für den Betrieb des Fahrzeugs keine Relevanz. Kupplungen und Bremsen müssen mit ausreichendem Kühlvolumenstrom und adäquaten hydraulischen Drücken für die Betätigungssysteme versorgt werden. Der gesamte Ölhaushalt und der Hydraulikkreislauf muss in das Getriebe integriert werden. Filter müssen platziert werden und der Ölsumpf muss ausgelegt werden. Besonderes Augenmerk gilt dem Ölstand im Getriebe, das Öl ist Beschleunigungskräften in Längs- und Querrichtung ausgesetzt und es ist sicherzustellen, dass die Pumpe in allen Betriebszuständen ausreichend versorgt wird. Das Ansaugen von Luft würde die hydraulische Steuerung negativ beeinflussen und unterbrochene Ölversorgung für Kühlung oder Schmierung kann zu sekundären Schäden führen. Den einfachsten fahrzeugtauglichen Radsatz stellt, wie in Abschn. 3.3 erwähnt, der Ravigneaux-Radsatz dar. Mit ihm können bereits vier Vorwärtsgänge realisiert werden. Eine Weiterentwicklung des Ravigneaux-Radsatzes stellt der nach seinem Erfinder benannte Lepelletier-Radsatz dar, welcher den Ravignaux-Radsatz um einen einfachen Planetenradsatz und eine Kupplung ergänzt. Mit diesem Prinzip können bereits sechs Vorwärtsgänge mit guter Gangabstufung dargestellt werden. Viele 6-Gang-Automatikgetriebe sind nach diesem Prinzip aufgebaut. Ein interessantes Beispiel hinsichtlich des Radsatzkonzeptes ist das in Abb. 6.20 dargestellte 8-Gang-Getriebe der ZF Friedrichshafen AG. Die Besonderheit bei diesem Getriebe stellt die Schaltmatrix dar (vgl. Abb. 6.21): Das Radsatzkonzept ermöglicht in jedem

6.5 Automatikgetriebe a

289 CD

GWK

AB T

P L

Wandler

b

zum Achsgetriebe

FL

Antrieb

Ravigneauxradsatz CD

GWK

AB E T

P L FL

Antrieb

zum Achsgetriebe

Wandler Einfacher Ravigneauxradsatz Planetenradsatz A B

c GWK

D T

P

E

L Antrieb

FL C Wandler

zum Achsgetriebe

4 einfache Planetenradsätze

Abb. 6.22 Ravigneaux-Radsatz (a), Lepelletier-Radsatz (b) und Radsatz des ZF-8HP (c). GWK, geregelte Wandlerüberbrückungskupplung

Gang das Schließen von drei Schaltelementen, wodurch nur jeweils zwei Elemente geöffnet bleiben müssen. Diese Eigenschaft reduziert die von offenen Lamellenkupplungen verursachten Schleppmomente (vgl. Abschn. 3.6) auf das bisher erreichbare Minimum. Bei älteren Konzepten sind mindestens jeweils drei Schaltelemente geöffnet. Das 8HPGetriebe wurde mit Hilfe einer systematischen Analyse einer umfassenden Suchmatrix unter Berücksichtigung definierter Randbedingungen, wie erreichbarer Spreizung, der Anzahl realisierbarer Übersetungen und der zulässigen Verlustleistung, abgeleitet [44]. Abb. 6.23 zeigt die Übersetzungsstufen dreier Getriebegenerationen. Die Motordrehzahlen sind über die Fahrzeuggeschwindigkeit für diejenigen Punkte aufgetragen, an denen in den nächst höheren Gang geschaltet wird, sobald die maximale Motordrehzahl im vorausgehenden Gang erreicht wird. Wie in Abschn. 1.5 erläutert, ist eine ideal progressive Auslegung der Übersetzungen angestrebt, die mit allen Radsätzen nur in Annäherung erreicht werden kann. Im Vergleich mit Vorgelegegetrieben ist die Umsetzung jedoch nicht ideal.

290

6


5500 8HP

Motordrehzahl [1/min]

5000

4500 6HP

3HP 12

4000

3500

3000

50

0

100

150

200

250

Fahrzeuggeschwindigkeit [km/h]

Abb. 6.23 Beispielhafte Evolution der Gangsprünge mit Erhöhung der Anzahl der Gangstufen 1,00

Wirkungsgrad

0,99 0,98 0,97 6HP 0,96

8HP

0,95 1

2

3

4

5

6

7

8

Gang

Abb. 6.24 Wirkungsgradvergleich der Gangstufen des ZF-8HP und des ZF-6HP

Abb. 6.24 zeigt die Wirkungsgrade der einzelnen Gangstufen der 6HP- und der 8HPBaureihe im direkten Vergleich nach [44]. Für das 8HP-Getriebe liegen die Wirkungsgrade aller Gänge, mit Ausnahme des zweiten Gangs, bei einem Wirkungsgrad von mehr als 98 %. Insbesondere im sechsten Gang, welcher als Direktgang ausgeführt ist und somit keine Verzahnungsverluste aufweist, wird ein vergleichsweise hoher Wirkungsgrad erreicht [44]. Im dritten, vierten und fünften Gang sind die Wirkungsgrade des 6HPGetriebes größer als die des 8HP-Getriebes.


6.5.4

291

Ausführungsbeispiele

Neben dem bereits eingeführten 8-Gang-Getriebe (Abb. 6.20) existieren noch weitere Beispiele. Stellvertretend soll an dieser Stelle das 7-Gang-Getriebe 7G-Tronic vorgestellt werden. Das 7G-Tronic-Getriebe ist ein Vertreter klassischer Wandlerstufenautomaten in Planetenbauweise (Abb. 6.25). Ein Drehmomentwandler mit integrierter, schlupfgeregelter Wandlerüberbrückungskupplung dient als Anfahrelement. Der Radsatz des 7G-Tronic besteht aus einem inversen Ravigneaux-Planetenradsatz und zwei einfachen Planetenradsätzen, die über drei Kupplungen und vier Bremsen geschaltet werden. Mit dieser Anordnung ist es möglich, sieben Vorwärtsgänge und zwei Rückwärtsgänge darzustellen. Die Spreizung des 7G-Tronic-Getriebes beträgt 6,02. Abb. 6.26 veranschaulicht den Radsatz des 7G-Tronic in einem Getriebeschema. Abb. 6.25 7-GangAutomatikgetriebe, 7G-Tronic, Daimler AG

B1 GWK

B3

K1 T

BR

B2

K2 K3

P L FL

zum Achsgetriebe

Antrieb Wandler

Inverser RavigneauxRadsatz

zwei einfache Planetenradsätze

Abb. 6.26 Schema des 7G-Tronic-Getriebes, Daimler AG. GWK, geregelte Wandlerüberbrückungskupplung

292

6


Abb. 6.27 8-Gang-Automatikgetriebe, AL1000, Volkswagen AG B1B2 K3 K1K2

GWK

T

P

FL

K4

L Antrieb

zum Achsgetriebe

FL Wandler

Doppelplaneten -Radsatz

Ravigneaux -Radsatz

Abb. 6.28 Schema des AL1000-Getriebes, Volkswagen AG

Ein weiteres Beispiel für einen Wandlerstufenautomaten in Planetenbauweise stellt das 8-Gang-Getriebe der Volkswagen AG in Abb. 6.27 dar, welches ursprünglich von der japanischen Firma Aisin entwickelt wurde. Mit einer maximalen Drehmomentkapazität von 1000 Nm wird dieses Getriebe im Oberklasse-Segment sowie für Sports Utility Vehicles eingesetzt. Zwei Overdrive-Gänge tragen zu einem optimierten Verbrauch bei und ermöglichen eine Spreizung von 7,21. Abb. 6.28 zeigt das Getriebeschema des AL1000. Eine Start-Stopp-Funktionalität ist auf Basis einer elektrisch angetriebenen Ölpumpe vorgesehen. Ferner ist die Hybridisierung des AL1000 als Parallelhybrid durch einen

6.6 Stufenlosgetriebe

293

permanent erregten Synchronmotor mit einer Leistung von 34 kW optional möglich. Eine weitere Besonderheit sind die Thermomanagement-Maßnahmen. Durch die Verwendung eines Öls mit niedriger Viskosität werden die Tieftemperatureigenschaften verbessert. Neben einem ATF-Kühler, der bei hohen Temperaturen das Fluid kühlt, wird ein ATF-Aufheizer verwendet. Erreicht die Kühlwassertemperatur nach einem Kaltstart einen definierten Mindestwert, so wird der Aufheizer in den Kühlkreislauf der VKM zugeschaltet; bei Erreichen einer Maximaltemperatur wird er wieder abgeschaltet. Mit den genannten Thermomanagement-Maßnahmen lassen sich durch die Verminderung von Reibung, insbesondere bei tiefen Temperaturen, Verbrauchsvorteile erzielen [45].

6.6 Stufenlosgetriebe Stufenlosgetriebe weisen weltweit insgesamt einen geringen Marktanteil auf. Marktanalysen aus dem japanischen Raum zeigen jedoch, dass Stufenlosgetriebe unter Berücksichtigung regionaler Trends ebenso beachtliche Verkaufszahlen, gepaart mit hoher Kundenakzeptanz, erreichen. Der wesentliche Vorteil von Stufenlosgetrieben besteht darin, die VKM bei konstanter Drehzahl in ihrem optimalen Betriebspunkt betreiben zu können. Die Grundlagen der stufenlosen Leistungsübertragung sind in Abschn. 3.9 dargestellt. Derzeit befinden sich fast ausschließlich Stufenlosgetriebe in Umschlingungsbauweise in Serie, welche Ketten oder Schubgliederbänder zur Leistungsübertragung nutzen.

6.6.1 Aufbau und Baugruppen Stufenlosgetriebe werden in der Regel als Umschlingungs- oder Reibradgetriebe ausgeführt (vgl. Abschn. 3.9). In beiden Fällen benötigt man einen sogenannten Variator zur Übersetzungsverstellung. Als Anfahrelemente können sowohl Kupplungen (nass oder trocken) als auch Wandler mit den Stufenlosgetrieben kombiniert werden. Das Reversieren wird häufig durch einen Planetenradsatz ermöglicht. Üblicherweise wird eine Parksperre integriert. Abb. 6.29 zeigt ein ausgeführtes Stufenlosgetriebe der Audi AG [46]. Das als Multitronic bezeichnete Getriebe wird frontlängs verbaut. Die schematische Darstellung des Getriebes findet sich in Abb. 6.30. Stufenlosgetriebe, welche als Umschlingungsgetriebe ausgeführt sind, verfügen meist über einen konischen Scheibensatz, bestehend aus Primär- und Sekundärscheibe. Die axiale Verstellung erfolgt in der Regel hydraulisch-mechanisch, wobei der Stellenergiebedarf relativ hoch ist und sich somit negativ auf den Gesamtwirkungsgrad auswirkt.

294

6


Abb. 6.29 Stufenlosgetriebe, Multitronic, AUDI AG

Rückwärtsbremse

Vorwärtskupplung Ölpumpe Antrieb

Drehmomentfühler zum Rad

Variator

zum Rad

Abb. 6.30 Schema des Multitronic-Getriebes, Audi AG

6.6 Stufenlosgetriebe

295

6.6.2 Anforderungen an Stufenlosgetriebe Die Kühlung und die Schmierung der leistungsübertragenden Bauteile eines Stufenlosgetriebes stellen besondere Anforderungen an das verwendete Fluid. Insbesondere bei Reibradgetrieben muss das verwendete Fluid bestimmte Traktionseigenschaften aufweisen, um die auftretenden Pressungen zu ertragen und die Umfangskräfte zu übertragen. Eine besondere Bedeutung kommt weiterhin der Anpressvorrichtung des Variators zu. Hierbei muss gewährleistet werden, dass die Anpresskräfte weder zu hoch sind, da dies zu einer Verschlechterung des Wirkungsgrads führt, noch zu klein sind, da hierbei ein Durchrutschen des Umschlingungselements bzw. eines Reibrads droht. Es ist zu beachten, dass eine Übersetzungsverstellung nur bei drehendem Variator möglich ist. Dies muss bei der gesamtem Betriebsstrategie berücksichtigt werden. Insbesondere Ereignisse wie Notbremsungen und veränderliche Reibverhältnisse zwischen Reifen und Fahrbahn müssen bei die Verstellung des Getriebes berücksichtigt werden. Einige Anwendungen ordnen Kupplungen am Getriebeausgang an (nach dem Variator). Wie auch bei anderen Getrieben sind die von der Straße aufgeprägten Lasten (Radmomente) bei der Auslegung von Haltbarkeit und Anpressung zu berücksichtigen. Eine Kupplung am Getriebeausgang kann als Überlastschutz ausgelegt werden. Eine weitere Möglichkeit ist die Verwendung von Drehmomentsensoren, die mechanisch die Klemmkraft im Falle von Drehmomentstößen erhöhen.

6.6.3 Auslegung von Stufenlosgetrieben Durch ein Vor- oder Nachschalten eines oder mehrerer Planetenradsätze lässt sich eine unendliche Spreizung und damit auch eine Geared-neutral-Funktionalität darstellen (Leistungsverzweigung). In diesem Zusammenhang spricht man auch häufig von IVT (engl. infinitely variable transmission). Gerade in Europa fällt die subjektive Bewertung der Fahrbarkeit eines Stufenlosgetriebes häufig negativ aus. Hierbei wird insbesondere bei Beschleunigungsvorgängen die fehlende akustische Rückmeldung vom Motor bemängelt, siehe Abschn. 2.3.2. Spezielle Strategien für die Verstellung bis hin zu Nachbildung diskreter Gangstufen sind inzwischen breit etabliert. CVTs, die Umschlingungsmittel verwenden, werden für Drehmomente bis zu 400 Nm in Serie gebaut. Getriebe in Standardbauweise werden nicht als Umschlingungsgetriebe ausgeführt, da die Anordnung und Bauraumanforderungen bei Transaxle-Getrieben einfacher gelingt. Generell besteht ein Zielkonflikt zwischen kompakter Bauform und hoher Übersetzungsspreizung.

296

6


6.6.4 Ausführungsbeispiel Das Stufenlosgetriebe JF015E von Jatco ist ein Vertreter der Umschlingungsgetriebe (Abb. 6.31). Als Umschlingungselement kommt ein Schubgliederband zum Einsatz. Das Anfahren übernimmt ein Drehmomentwandler. Bemerkenswert ist die relativ hohe Spreizung von 7,3. Dies wird vornehmlich durch den Einsatz eines schaltbaren Planetenradsatzes erreicht, mit dem neben der Drehrichtungsumkehr zwei weitere Übersetzungsstufen (High und Low) zur Verfügung stehen (Abb. 6.32). Der Variator kann

Abb. 6.31 Stufenlosgetriebe, JF015E, Jatco Ltd. [47]

GWK Wandler T

P

Variator

L Antrieb

FL

R Low High Kette

Ölpumpe

High R

zum Rad

Ravigneaux-Radsatz mit zwei Bremsen Low und einer Kupplung

zum Rad

Abb. 6.32 Schema des JF015E-Getriebes, Jatco Ltd.

Literatur

297

somit deutlich kleiner dimensioniert werden, was sich positiv auf den Wirkungsgrad auswirkt. Der Einsatz eines im Fahrbetrieb schaltbaren Planetenradsatzes (von High nach Low und umgekehrt) stellt jedoch ähnliche Anforderungen an den Schaltablauf bei Lastschaltungen, analog zu Stufenautomaten und Doppelkupplungsgetrieben, und muss entsprechend kalibriert werden.

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Weiterführende Literatur 48. Förster HJ (1987) Die Kraftübertragung im Fahrzeug vom Motor bis zu den Rädern: handgeschaltete Getriebe. Verlag TÜV Rheinland, Köln

Elektrifizierung des Antriebsstrangs

Bereits in Kap. 1 und auch in Kap. 6 sind Aspekte der Elektrifizierung gestreift worden. In diesem Buch ist den Hybrid- und Elektroantrieben ein eigenes Kapitel eingeräumt, die Gründe dafür sind: Auch Elektrofahrzeuge verwenden Komponenten der Leistungsübertragung – durch entsprechende Übersetzungen können die Elektromaschinen kompakter ausgeführt werden. Die Mechanismen zur Verbrauchsreduktion mit Hilfe von Getrieben oder durch Elektrifizierung sind sehr ähnlich, im letzteren Fall aber mit mehr Freiheitsgraden. In Abschn. 1.3.6 ist bereits angedeutet worden, welche Potenziale nutzbar sind. Das bedeutet auch, dass bei der Elektrifizierung Einfluss auf die Getriebesysteme genommen werden muss. Die Elektrifizierung geschieht üblicherweise im oder am Getriebe, meist auch im gleichen Bauraum. Hier werden Leistungen aufgeteilt und summiert – mit Hilfe von Planetenstufen. Beim elektrischen Fahren ist eine Mehrstufigkeit auch vorteilhaft, sei es, um die Fahrbarkeit zu verbessern, sei es, um über optimalere Betriebspunkte eine höhere Reichweite zu erzielen. Die Spezifika elektrischer Antriebe,1 in Kombination mit dem konventionellen, verbrennungsmotorischen Antrieb und als ausschließlicher Fahrantrieb, werden in diesem Kapitel besprochen. Dabei wird unter dem Begriff elektrischer Antrieb die Kopplung einer für den Fahrzeugbetrieb optimierten elektrischen Maschine, einer zugehörigen Leistungselektronik (Umrichter, Inverter) und der erforderlichen Sensorik und Absicherung zusammengefasst. 1

In diesem Buch werden ausschließlich Anwendungen mit rein elektrischen Antrieben oder elektrischen Hybridantrieben behandelt, die grundlegenden Zusammenhänge lassen sich analog auf andere hybride Antriebe (z. B. hydraulische) übertragen. © Springer Fachmedien Wiesbaden 2016 301 R. Fischer et al., Das Getriebebuch, Der Fahrzeugantrieb, DOI 10.1007/978-3-658-13104-3_7

7

302

7.1

7


Motivation und Abstraktion

Die Motivation zur Elektrifizierung des Antriebsstrangs ergibt sich aus den Forderungen nach Emissions- und Verbrauchsreduktion. Die Optimierung findet selbstverständlich auch beim konventionellen Antriebsstrang statt, die Forderungen nach emissionsfreiem Fahren (zero-emission vehicle, ZEV) können aber mit einer VKM derzeit nicht dargestellt werden – sehr wohl aber mit elektrischem Antrieb. Dabei muss zwischen den Betrachtungsweisen von „Tank to Wheel“ (vom Fahrzeugtank bis zum Rad) und „Well to Wheel“ (von der Energiequelle bis zum Rad) unterschieden werden. Im ersten Fall wird nur das System des Fahrzeugs berücksichtigt, die Emissionen bei Herstellung, Bereitstellung und Transport der Energie bis zum Fahrzeugtank oder zur Traktionsbatterie werden nur in der „Well to Wheel“-Betrachtungsweise eingeschlossen. Der Kraftstoffverbrauch eines Fahrzeugs ist äquivalent zu den CO2 -Emissionen, die aufgrund ihrer Auswirkungen auf die globalen klimatischen Veränderungen reduziert werden sollen. Auch im Hinblick auf die Verfügbarkeit fossiler Kraftstoffe ist eine Verbrauchsreduktion angezeigt. Allgemein wird davon ausgegangen, dass die Verfügbarkeit fossiler Kraftstoffe endlich ist und die Fördervolumina die Bedarfe in Zukunft nicht mehr decken können. Die Verknappung des Angebots und der steigende Aufwand bei der Erschließung neuer Quellen und der Rohölförderung werden zu einem Preisanstieg führen, der den Mehraufwand bei Entwicklung und Produktion komplexer Hybrid- oder Elektrofahrzeuge rechtfertigt. Eine Elektrifizierung des Antriebsstrangs hat eigentlich bereits mit der Einführung des elektrischen Anlassers für die VKM und des elektrischen Generators (Lichtmaschine) stattgefunden. Neben den Leistungsbedarfen für die Betätigung und Kühlung von Antriebsstrangkomponenten (z. B. Kühlmittelpumpen, Lüfter) liefert die VKM auch die Leistung für zahlreiche Sicherheits-, Komfort- und Infotainmentsysteme (z. B. elektronisches Stabilitätsprogramm, Fensterheber, Navigation). Die Zunahme von Anzahl und Leistungsbedarfen solcher Systeme sowie das Ersetzen ehemals hydraulischer oder mechanischer Systeme führen zu einem Mehrbedarf an elektrischer Leistung und Energie (nicht notwendigerweise aber zu einer Erhöhung des Verbrauchs, in Folge der Optimierung der Komponente selbst und der zugehörigen Betriebsstrategie). Der Leistungs- und Energiebedarf verschiebt sich aus der mechanischen Domäne hin in die elektrische – das gilt nicht nur für Hybrid- und Elektrofahrzeuge, sondern auch für konventionelle Fahrzeuge (z. B. elektrische Lenkhilfe oder elektrische Kühlmittelpumpe des Getriebes oder der VKM). Ein wesentlich revolutionärer Schritt ist die Elektrifizierung des Antriebsstrangs mit den Zielsetzungen, das Konzept der bedarfsgerechten Leistungsbereitstellung auch unter Einbeziehung der VKM umzusetzen und die Antriebsleistung, die konventionell allein von der VKM bereitgestellt wird, teilweise oder ganz durch die von elektrischen Systemen zu substituieren.

7.1 Motivation und Abstraktion

303

Bei einem vollständig elektrifizierten Antriebsstrang wird die VKM als primäre Antriebseinheit durch einen leistungsstarken elektrischen Antrieb ersetzt. An Stelle des Kraftstofftanks tritt ein Batteriesystem oder, allgemeiner, ein System zur Speicherung elektrischer Energie. Die intelligente Koppelung von VKM, Elektroantrieb und Getriebe sowie die Koexistenz von Kraftstofftank und elektrischem Energiespeicher mit jeweiligen Aufgaben beim Fahrzeugantrieb ist eine mögliche Form des hybriden Antriebs [1], genauer, ein hybrid-elektrischer Antrieb.2 In Kap. 1 wird auf die Momentenbereitstellung der VKM und auf den Verbrauch eingegangen. Es ist gezeigt, dass die VKM vor allem im Teillastbereich schlechte Wirkungsgrade aufweist und bei geringen Drehzahlen nur geringes Moment liefert oder dieses nur verzögert aufbauen kann. Diese Schwächen können durch das Hinzufügen einer elektrischen Maschine in den Antriebsstrang teilweise kompensiert werden. Die Auslegung des Gesamtsystems ist hierbei von der Struktur des Hybridantriebs abhängig – die Struktur wird wiederum aus den Fahrzeuganforderungen bestimmt (Größe des Fahrzeugs, Einsatzgebiet, Leistung etc.). Bei Hybridfahrzeugen im Pkw-Sektor werden die Vorteile des Elektromotors und die der VKM kombiniert und die zusätzlichen Freiheitsgrade ermöglichen eine Optimierung auf Gesamtsystemebene, um den Energiebedarf für den Betrieb des Fahrzeugs insbesondere im Teillastbetrieb abzusenken. Darüber hinaus ermöglicht dies die Rekuperation (Rückwandlung und Speicherung) eines Teiles der kinetischen Energie des bewegten Fahrzeugs während eines Bremsvorganges, andererseits erlauben derartige Hybridsysteme auch eine aktive Verschiebung der Betriebspunkte des Verbrennungsmotors hin zu höheren Wirkungsgraden (vgl. Abschn. 1.3) – einerseits durch Downsizing, andererseits durch Downspeeding. Typischerweise wird hierbei der Verbrennungsmotor in einem deutlich kleineren Betriebsbereich betrieben, der entweder einfacher oder aber deutlich kostengünstiger hinsichtlich des Verbrauchs zu optimieren ist. Der Energiebedarf für den Fahrbetrieb wird durch das Fahrzeug selbst und nicht durch den Antriebsstrang definiert. Fahrwiderstand und Fahrzeuggewicht sind die dominierenden Größen (vgl. Abschn. 1.1 und 1.2). Bei einem Elektrofahrzeug wird die erforderliche Energie für den Fahrbetrieb aus dem Stromnetz entnommen, bei einem sogenannten Plugin-Hybrid zumindest ein Teil. Bei Hybridsystemen wird die gesamte für den Fahrbetrieb erforderliche Energie durch die VKM erzeugt. Die Rekuperation ist hier eine Maßnahme, um den Bedarf an Primärenergie zu reduzieren. Die Verbrauchseinsparung durch Hybridisierung der konventionellen Antriebe hängt ganz wesentlich von dem im Kundenbetrieb absolvierten Geschwindigkeitsprofil ab [2, 3]. Dabei führen häufige Bremsmanöver sowie Stopp-Phasen, wie sie beispielsweise in der Stadt vermehrt vorkommen, zu merklichen Vorteilen von Hybridantrieben. 2

Üblicherweise wird der Begriff Hybridfahrzeug im deutschen Sprachgebrauch für die Kombination verbrennungsmotorischer und elektrischer Antriebsaggregate verwendet. Allgemein kann aber auch ein anderer als der elektrische Antrieb zu einer Hybrid-Konfiguration führen. Im Englischen hat sich der präzisere Begriff hybrid electric vehicle (HEV) etabliert.

304

7.1.1

7


Anforderungen an elektrische und hybride Antriebsstränge

Auf Fahrzeugebene unterscheiden sich die Anforderungen eines Hybrid- oder Elektrofahrzeugs nicht von denen eines konventionell angetriebenen [4, 5]. Das Niveau an Sicherheit, Komfort, Lebensdauer, Verfügbarkeit und Nutzen sollte oder darf sich nicht unterscheiden. Die wesentliche Motivation für die Elektrifizierung ist die Reduktion des Verbrauchs. Die zentrale Randbedingung sind die damit verbundenen Kosten (für die Komponenten und auch für die Entwicklung und Integration). Damit ist eine Forderung bei der Entwicklung eines Hybrid- und Elektrofahrzeugs die Darstellung der Verbrauchs- und Fahrbarkeitsziele zu vertretbaren Kosten. Für den Fahrer (Endnutzer des Fahrzeugs) sind die Anschaffungskosten (inkl. ihrer Verzinsung) sowie die Unterhalts- und Betriebskosten relevant,3 für den Hersteller (Erstausrüster, Zulieferer) die Entwicklungs- und Produktionskosten sowie die notwendigen Investitionen in die Produktionsstätten und das Servicenetzwerk (z. B. Kosten, die für die Ausstattung der Werkstätten erforderlich sind). Die neuen Komponenten, insbesondere die Batteriesysteme (Traktionsbatterie), sind im Hinblick auf Dauerhaltbarkeit, Sicherheit, Zuverlässigkeit und Gewicht unter Berücksichtigung der Anforderungen speziell für automotive Verwendung zu optimieren. Die Verwendung von Consumer-Zellen (z. B. aus Laptops oder Mobiltelefonen) kommt dabei nicht in Frage, da diese typischerweise diese Anforderungen nicht erfüllen. Die Wertigkeit der Batterien in Hybrid- und Elektrofahrzeugen liegt um zirka zwei Größenordnungen über der einer konventionellen Starterbatterie, sodass ein Austausch eher ausgeschlossen wird. Alternativ wird über Miet- und Leasingmodelle für die Batterien in Hybrid- und Elektrofahrzeugen nachgedacht [6]. Die Erhöhung der elektrischen Leistung ist mit einer Erhöhung der Spannung verbunden. Der Zielkonflikt ist hierbei dadurch gegeben, dass mit steigendem Spannungsniveau (bei gleichbleibender Leistung) die Stromstärke – und damit auch die Verluste – sinkt; gleichzeitig steigt aber auch die Anzahl an erforderlichen Batteriezellen, und dadurch werden die Systemkosten erhöht. Besonderes Augenmerk gilt den Anforderungen an die Sicherheit des elektrischen Systems und der Batterie. Außer für den normalen Betrieb gilt dies auch für die Ladevorgänge und bei Unfällen. Es ist unter allen Umständen zu vermeiden, dass Fahrzeuginsassen, Wartungs- und Servicepersonal oder Unfallhelfer durch die Systeme gefährdet werden. Wird die Systemspannung bei Elektro- und Hybridfahrzeugen auf ein Niveau über 60 V erhöht (USA: 65 V), dann gelten die allgemein gültigen Vorschriften für Hochspannungssysteme. Die Übergänge zwischen unterschiedlichen Betriebsmodi (Fahren mit und ohne VKM, Wiederstart und Abstellen der VKM) sind komfortabel und reproduzierbar darzustellen. Die Methodik der in Abschn. 2.1 beschriebenen Gangwechsel kann auf die Analyse und Zielwertdefinition bei Hybridfahrzeugen übertragen werden. 3

Je nach Markt können auch steuerliche Vergünstigungen oder andere Anreize in Betracht kommen.

7.1 Motivation und Abstraktion

305

Nach außen hin – gegenüber dem Fahrer – sollte sich das Hybridsystem nicht als solches zu erkennen geben, es gelten die gleichen Fahrbarkeitsanforderungen wie für konventionell angetriebene Fahrzeuge. Das gilt speziell für die Hybridfunktionen, die Interaktion von VKM und elektrischem Antrieb. Durch die Charakteristik der Elektromaschine kann eine ausgezeichnete Anfahrperformance dargestellt oder der Verbrauch und die Reichweite weiter optimiert werden. Dieser Zielkonflikt führt zu sehr unterschiedlichen Auslegungsphilosophien, wobei eine eindeutige Präferenz aus den Märkten für Elektrofahrzeuge zum jetzigen Zeitpunkt (Ende des Jahres 2011) nicht ermittelbar ist; die Marktdurchdringung ist noch zu dürftig. Für Hybridfahrzeuge etabliert sich die Forderung, dass in den oberen Fahrzeugsegmenten die Fahrbarkeit mindestens das Niveau äquivalenter konventioneller Antriebe erreichen muss [7, 8]. Noch wesentlich indifferenter ist die Forderung nach Reichweite bei Elektrofahrzeugen. Mit der derzeitig realisierbaren Batterietechnologie kann die Reichweite konventioneller Fahrzeuge nicht dargestellt werden. Mit der Festlegung der Batteriegröße ist die verfügbare Reichweite des Fahrzeugs ohne aktive Nachladung des Speichers definiert. Daher sind Technologien in Diskussion, die die Batterie unterstützen, zum einen Brennstoffzellen, zum anderen sogenannte Range Extender (vgl. Abschn. 7.4.9). Ganz wesentlich für diese Anforderungen ist das Nutzungsverhalten durch den Endkunden. Abb. 7.1 zeigt die täglichen Fahrstrecken eines durchschnittlichen Pkw-Nutzers über ein Kalenderjahr [9].4 Sie zeigt deutlich, dass nur wenige einzelne Ereignisse eine große Fahrstrecke erfordern, hingegen bleibt die durchschnittliche Fahrstrecke an 80 % der Tage unter einer Distanz von ca. 40 km. Die Summe dieser Strecken repräsentiert mehr als die Hälfte der durchschnittlichen Jahresfahrleistung.

km

1000 900 800 700 600 500 400 300 200 100 0 1. Jan.

1. 1. Feb. Mrz.

1. 1. Apr. Mai.

1. Jun.

1. Jul.

1. 1. 1. 1. 1. Aug. Sep. Okt. Nov. Dez. Schematische Darstellung nach MID 2005

Abb. 7.1 Verkehrsverhalten des durchschnittlichen Pkw-Nutzers

4

Die Daten gehen auf die Studie „Mobilität in Deutschland“ (MID) zurück.

306

7


Um hier eine klare Anforderung für die technische Auslegung formulieren zu können, müssen gegebenenfalls Einschränkungen bei der Universalität, wie sie von konventionellen Fahrzeugen bekannt ist, in Kauf genommen und z. B. reine Stadt- oder Zweit- oder Drittfahrzeuge entwickelt werden.

7.2 Komponenten und Konfigurationen Mit der Elektrifizierung werden neue, zusätzliche oder modifizierte Komponenten benötigt. In diesem Abschnitt werden sie, soweit nicht schon geschehen, vorgestellt. Etwas ausführlicher werden die Energiespeichersysteme betrachtet. Mit der Elektrifizierung sind auch Nebenfunktionen einzuführen oder zu bedienen, die weitere Komponenten erfordern und mit Aufzählungscharakter erwähnt werden. Die Hybridisierung von Fahrzeugen mit VKM kann in unterschiedlicher Weise erfolgen. Die drei Möglichkeiten des seriellen Hybrids, parallelen Hybrids und leistungsverzweigten Hybrids werden als Grundformen eingeführt [10] und anschließend ihre Kombination zu Mischformen exemplarisch besprochen.

7.2.1

Hauptkomponenten der Elektrifizierung

Ein erstes Hauptelement der elektrischen Antriebseinheit ist die elektrische Maschine selbst. Sie wandelt die ihr zur Verfügung gestellte elektrische Leistung (Spannung, Strom) in mechanische Leistung zum Antrieb des Fahrzeugs. Die bevorzugten, bereits eingeführten und erprobten Maschinentechnologien sind Asynchron- und permanenterregte Synchronmaschinen. Diese Maschinen sind in ihrem Grundprinzip bereits seit vielen Jahrzehnten bekannt und im Einsatz bewährt, werden jedoch für den Betrieb im Kraftfahrzeug adaptiert und optimiert (Erhöhung der Leistungsdichte, Erhöhung des Bereiches guten Wirkungsgrades, Erhöhung der Überlastfähigkeit, Verringerung der Kosten etc.). In Abschn. 1.2.7 ist bereits ein grober Überblick zu Funktionalitäten und Bauformen gegeben worden. Wichtig ist das vom Stillstand weg abrufbare Drehmoment, insbesondere im Vergleich zur VKM. Auch die Wirkungsgradcharakteristik hat einen signifikanten Einfluss auf die Systemauslegung (vgl. Abb. 1.14). Neben der elektrischen Funktionalität ergeben sich auch rein mechanische Aufgaben, die bei Auslegung und Fertigung zu berücksichtigen sind, z. B. Lagerungen, Unwuchten und Gehäusegestaltung. In jedem Fall ist aufgrund von Verlusten in der Maschine – neben Ohm’schen Verlusten auch solche im magnetischen Kreis, z. B. Wirbelströme und Hystereseverluste – mit Erwärmung zu rechnen, der durch entsprechende Kühlmaßnahmen begegnet wird. Außer durch Luftkühlung – freie Konvektion ist normalerweise nicht ausreichend – werden die elektrischen Maschinen mit Wasser oder Öl gekühlt. Entsprechend sind Kühlkreisläufe in die Gehäuse integriert.

7.2 Komponenten und Konfigurationen

307

Abb. 7.2 Schnittmodelle elektrischer Maschinen (Bosch)

Neben der möglichst kompakten und füllenden Wicklung ist auch der Luftspalt maßgeblich für die Effizienz der elektrischen Maschine. Bei der Optimierung sind neben den Eigenschaften im Betrieb, z. B. Rotordurchbiegung oder unterschiedliche thermische Expansion, unbedingt auch die Fertigung und Montage zu berücksichtigen, um einen robusten Herstellprozess gewährleisten zu können. In der elektrischen Maschine sind Sensoren zur Erfassung von Wicklungstemperatur und Rotorlage bzw. Rotordrehzahl integriert, die von der Leistungselektronik für die Ansteuerung verwendet werden und zur Antriebs- bzw. Antriebsstrangsteuerung herangezogen werden. Abb. 7.2 zeigt exemplarisch Schnittmodelle zweier elektrischer Maschinen. Die Maschine in Abb. 7.2b ist in ihrer Bauform für eine Integration zwischen Getriebe und VKM vorgesehen, also kurze Bauform und großer Durchmesser. Die Maschine in Abb. 7.2a baut kompakter auf kleinerem Durchmesser. Asynchron- und Synchronmaschinen können die von den elektrischen Energiespeichern gelieferte Gleichspannung nicht verarbeiten. Zur Erzeugung des passenden elektromagnetischen Drehfelds in der Maschine wird eine Leistungselektronik (Umrichter, Inverter) benötigt. Mit Hilfe elektronischer Schalter (in Halbleiterbauweise, meist IGBT5 – für mittlere und hohe Spannungen – oder MOSFET6 – für niedrige Spannungen) werden die für die jeweilige Betriebssituation passenden Spannungsverläufe generiert. Auch diese elektrische Wandlung von Leistung ist verlustbehaftet, sodass für die Leistungselek5

Bipolartransistor mit isolierter Gate-Elektrode (engl. insulated-gate bipolar transistor). Metall-Oxid-Halbleiter-Feldeffekttransistor (engl. metal oxide semiconductor field-effect transistor). 6

308

7


Abb. 7.3 Beispiel einer Leistungselektronik (Bosch)

tronik eine erzwungene Kühlung erforderlich ist, übliche Temperaturen sind heute im Bereich von 60–70 ı C, künftige Generationen werden voraussichtlich auf einem höheren Temperaturniveau betrieben werden. Abb. 7.3 zeigt eine Leistungselektronik. Im Gesamtkonzept des elektrischen Antriebs müssen die elektrische Maschine und die Leistungselektronik sorgfältig aufeinander abgestimmt werden. Neben funktionalen Aspekten und der Wirkungsgradoptimierung gilt der sicherheitstechnischen Betrachtung besonderes Augenmerk. Dabei sind auch die elektrischen Leitungen (im Wesentlichen elektrische Eigenschaften und Längen) bei Auslegung und Optimierung zu berücksichtigen. Die Qualität und die Effizienz des von der elektrischen Antriebseinheit gelieferten Momentes wird in besonderem Maße vom Zusammenwirken der Steuerung und der Sensorik bestimmt. Die Güte von Strom- und Positionsinformation zusammen mit einer genauen Kenntnis über den elektrischen und magnetischen Kreis in unterschiedlichen Betriebsarten sind maßgeblich, um die geforderten Eigenschaften zu erfüllen. Aus diesen Gründen wird die gesamte elektrische Einheit in der Regel von einem verantwortlichen Lieferanten (Tier 1) geliefert, der die Koordination übernimmt. Die elektronische Steuerung über die Algorithmen in der Leistungselektronik hinaus stellt eine weitere Hauptkomponente dar. Entsprechende Funktionen werden in Abschn. 7.3 beschrieben. Teilweise kommen eigene elektronische Steuergeräte zum Einsatz, in zahlreichen Fällen sind sie in die Leistungselektronik integriert. Im Falle hybrider Anwendungen erfüllt sie auch Koordinationsaufgaben gegenüber den weiteren Steuergeräten im Antriebsstrang, insbesondere Getriebe- und Motorsteuerung. In den wenigsten Fällen sind die Drehmomente der elektrischen Maschine für einen direkten Radantrieb geeignet, sodass auch entsprechende Leistungsübertragungselemente (vgl. Kap. 3) zum Einsatz kommen. Bei hybriden Antriebssystemen werden entsprechende Elemente für die Steuerung der Leistungsflüsse verwendet und diese unter Umständen auch aufgeteilt und wieder zusammengeführt. Getriebekomponenten sind somit wesentlicher Bestandteil aller hybriden Antriebskonzepte.


7.2.2

309

Speichersysteme für elektrische Energie

Die Aufgabe der Energiespeicher ist zum einen die Bereitstellung elektrischer Energie für die unterschiedlichen Fahr-, Sicherheits- und Komfortfunktionen und zum anderen die Aufnahme und Speicherung der elektrischen Energie, die entweder von einer Elektromaschine über die Leistungselektronik zurückgespeist oder aus dem Stromnetz über eine Ladeeinheit zur Verfügung gestellt wird. Dabei erfolgt die Speicherung über unterschiedliche Wirkprinzipien, die relevanten sind: elektrochemische Speicher elektrophysikalische Speicher physikalisch-mechanische Speicher Elektrochemische Speicher sind die typischen Batteriesysteme, die als Blei-Akkumulatoren in konventionellen Fahrzeugen eingesetzt werden. Die neueren und für Hybrid- und Elektrofahrzeuge relevanten Batterien verwenden Nickel-Metallhydrid (NiMH), LithiumIonen oder Lithium-Polymer für die elektrochemischen Reaktionen. Elektrophysikalische Speicher speichern die elektrische Ladung nach dem Prinzip von Kondensatoren. Einer exzellenten Leistungsdichte steht eine eingeschränkte Energiedichte gegenüber. Die als Schwungradspeicher bezeichnete Technologie physikalisch-mechanischer Speicher nutzt eine rotierende Masse und einen elektrischen Antrieb derselben. Gespeichert wird die kinetische Energie der rotierenden Masse.7 Die maßgeblichen – teilweise zu Zielkonflikten führenden – Anforderungen an Speichersysteme für elektrische Energie sind:

hoher spezifischer Energieinhalt (Wh/kg) Energiedurchsatz über die Lebensdauer hohe spezifische Leistung (W/kg) geforderte Lade- und/oder Entladeleistung (in Relation zur Speichergröße) kalendarisch hohe Lebensdauer der Zellen geringe Verluste und wenig Selbstentladung geringer Bauraum und geringes Gewicht Temperaturbereich (sowohl für den Betrieb als auch im ausgeschalteten Zustand) Beobachtbarkeit bzw. Modellierbarkeit des technologisch bedingten Zellverhaltens (im Wesentlichen Ladungs- und Alterungsverhalten) Stör- und Fehlverhalten (Kurzschluss, Übertemperatur, mechanische Zerstörung und Crashverhalten) 7

Schwungradspeicher können auch rein mechanisch angebunden sein und Druckspeicher eines hydraulischen oder pneumatischen Systems arbeiten ebenfalls nach dem physikalisch-mechanischen Wirkprinzip. Serienrelevante Konzepte sind für den Pkw-Bereich nicht absehbar.

310

7


Leistungsdichte [W/kg]

103

102

101 10-1

100

101

102

Energiedichte [Wh/kg] Blei Akkumulator Ni- Cd- Akkumulator Ni- MH- Akkumulator Schwungrad

Ultra Caps LiIon- Akkumulator Elektrolytkondensator

Abb. 7.4 Ragone-Diagramm

Betriebssicherheit Produktion und Integration und Wartung Gleichmäßigkeit der Eigenschaften über alle Zellen im Batteriemodul (engl. uniformity) Recyclingfähigkeit Aus diesen zahlreichen Anforderungen lässt sich die Komplexität bei der Auswahl des geeigneten Speichermediums erkennen. Es gilt hierbei einen anwendungsbezogenen Kompromiss aus den gewünschten Eigenschaften zu finden. Grundsätzlich kann zwischen zwei Auslegungen unterschieden werden. Werden größere rein elektrische Reichweiten erwünscht, wählt man Hochenergiespeicher. Dient der Speicher jedoch nur als Leistungspuffer (zur Bremsenergierückgewinnung oder zur Erhöhung der Beschleunigungsleistung) kommen Hochleistungsspeicher zum Einsatz. Abb. 7.4 zeigt ein sogenanntes Ragone-Diagramm. Es zeigt die wichtigsten Technologien zur Energiespeicherung und dient zu ihrem Vergleich. In logarithmischen Skalen ist die Leistungsdichte über der Energiedichte aufgetragen und für die jeweiligen


311

Speichertechnologien sind typische Bereiche markiert. Auch dieses Diagramm zeigt den Zielkonflikt zwischen den Entwicklungszielen der hohen Energiedichte und der hohen Leistungsdichte. Eine Möglichkeit der Zielerfüllung wäre der Einsatz zweier verschiedener Speichersysteme, wobei der zusätzliche Aufwand und die Kosten zu beachten wären. Auch innerhalb einer Technologie gibt es unterschiedliche Realisierungsvarianten und technische Umsetzungen, d. h., es gibt Unterschiede zwischen Li-Ionen-Zellen für Elektrofahrzeuge und Li-Ionen-Zellen für Hybridanwendungen. Das System des Energiespeichers besteht aus einer Vielzahl von Teilkomponenten, deren Zusammenwirken im Fahrzeugbetrieb die geforderten Funktionen darstellt. Eine wesentliche Subkomponente ist das Batteriesteuergerät, das im Wesentlichen den Betriebszustand der Batterie im Betrieb überwacht und die Zustandsgrößen an das Fahrzeug bzw. die Fahrzeugsteuerung übermittelt. Um die Hauptfunktionalität gewährleisten zu können, muss mindestens der Ladezustand überwacht werden und die Batterie temperiert werden. Darüber hinaus steuert und überwacht die Batteriesteuerung auch den Hochlauf und das Abschalten der Batterie, regelt die Batteriekühlung und erkennt Fehler auch auf der Ebene einzelner Zellen und steuert die Fehlerreaktionen. Die einzelnen Zellen für das Subsystem der Batterie werden in Gruppen miteinander verschaltet. Bei Li-Ionen-Batteriesystemen werden alle Zellen einzelnen von der Batteriesteuerung überwacht. Darüber hinaus gibt es elektronisch gesteuerte Elemente, die im Betrieb auftretende unterschiedliche Ladungszustände der einzelnen Zellen automatisch ausgleichen (balancing units). Aus den unterschiedlichen Anforderungen an das Gesamtsystem des Antriebsstrangs und den Freiheitsgraden für die Umsetzungsvarianten ergibt sich im Normalfall ein mehrdimensionales Optimierungsproblem, das aber im Wesentlichen durch die Forderung nach minimalen Kosten vereinfacht wird. Für Pkw-Anwendungen muss der Energiespeicher über die gesamte Fahrzeuglebensdauer verfügbar sein und sollte einen möglichst geringen Einfluss auf die Gesamtsystemkosten, das Antriebsstrangvolumen und -gewicht haben. Die zurzeit am häufigsten eingesetzte Speichertechnologie ist der NiMH-Akkumulator. Batteriesysteme auf Basis von Li-Ionen-Zellen sind aktuell nur in einer eingeschränkten Anzahl von Hybridanwendungen am Markt. Bei Elektrofahrzeugen wird diese Technologie von Beginn an die dominierende Speichertechnologie darstellen. Die Zusammenstellung der Zellen zu einem Batteriesystem muss die Einbaubedingungen der Zielfahrzeuge, die Kühlung und Temperierung der Zellen und die Sicherheit – insbesondere auch bei Unfällen – berücksichtigen. Dazu werden selbsttätige Schalter integriert, die das System bei potenzieller Gefahr nach außen spannungsfrei setzen. Üblicherweise ist das Batteriesteuergerät in das Batteriemodul integriert.

312

7


Während das Spannungsniveau einer einzelnen Zelle im niedrigen, einstelligen Voltbereich liegt, sind Batteriespannungen bis ca. 600 V gebräuchlich. Bei der Auswahl des Spannungsniveaus des Batteriesystems ist folgender Zielkonflikt zu berücksichtigen: Eine hohe Spannung ermöglicht für eine definierte Leistung eine geringe Stromstärke und damit hohe Wirkungsgrade (die Ohm’schen Verluste steigen quadratisch mit dem Strom). Eine hohe Spannung erfordert viele Batteriezellen und damit höhere Komplexität und Kosten des Batteriesystems. Darüber hinaus wird durch das Spannungsniveau der Aufwand für interne Verkabelung und Kühlung beeinflusst und die Halbleitertechnologie der Leistungselektronik bestimmt. Bis ca. 120 V können MOSFET eingesetzt werden, IGBT sind für Spannungen bis ca. 1200 V erhältlich.

7.2.3

Weitere Subsysteme und Interaktionen zum Gesamtfahrzeug

Nicht jeder elektrische Verbraucher kann die meist höheren Spannungen des elektrischen Antriebs und der Traktionsbatterie verarbeiten und das Hochvoltsystem kann und darf nicht über das gesamte Fahrzeug verteilt werden (z. B. Crash-Zonen). Daher ist in Elektround Hybridfahrzeugen ein 12-V-Bordnetz installiert, das auch die Verwendung elektrischer Systeme aus konventionellen Fahrzeugen ermöglicht (z. B. Entertainmentsysteme, Fensterheber, Sitzheizung). Wie bei konventionellen Fahrzeugen kommt eine 12-VBleibatterie weiter zum Einsatz, allerdings meist mit deutlich kleinerer Kapazität und Größe. Das 12-V-Bordnetz erfüllt damit auch eine Redundanzfunktion, sollte die Hochvoltbatterie abgeschaltet werden. So können insbesondere die Steuergeräte für die Fahrsicherheitsfunktionen (Antiblockiersystem, elektronisches Stabilitätsprogramm) weiter betrieben werden. Die Versorgung des 12-V-Systems (Lichtmaschinenfunktion) wird durch das effiziente Hochspannungssystem mit einem DC/DC-Konverter realisiert. Bei Hybridfahrzeugen ist der DC/DC-Konverter in vielen Fällen in die Leistungselektronik für den Antrieb integriert. Dies ist vorteilhaft in Bezug auf die Optimierung von Kosten, Volumen und Gewicht sowie die Nutzung eines gemeinsamen Kühlkreislaufes, eines gemeinsamen Regelboards etc. DC/DC-Konverter arbeiten wie auch die Leistungselektronik für den Antrieb mit elektronischen Schaltern (IGBT oder MOSFET). Die Gleichspannung der Batterie wird dabei zerhackt, d. h. in eine Wechselspannung umgewandelt und über einen Transformator auf das geforderte zweite Spannungsniveau transformiert und wieder gleichgerichtet. Es gibt auch Funktionsprinzipien für DC/DC-Konverter ohne Transformator, diese führen jedoch zu einer galvanischen Kopplung der beiden Spannungsnetze, was aus Sicherheitsgründen meist vermieden wird.


313

Bei Elektrofahrzeugen und Plug-in-Hybriden wird der elektrische Energiespeicher über das stationäre Stromnetz aufgeladen. Dabei können sowohl die standardisierten (Haushalts-)Steckdosen mit den üblichen und bekannten Leistungsbeschränkungen oder speziell installierte Stromtankstellen mit signifikant höheren Ladeleistungen und damit verkürzten Ladezeiten verwendet werden. Theoretisch können Stromtankstellen eine für die Ladung des Energiespeichers geeignete Gleichspannung liefern. Im Fall der üblichen Steckdosen im Haus oder in der Garage ist sofort einsichtig, dass die Wechselspannung zu den Bedarfen der Energiespeicher nicht kompatibel ist. Aus diesen Gründen ist ein Ladesystem erforderlich, das – ähnlich der Leistungselektronik bei Rekuperation – die für das Aufladen der Traktionsbatterie geeignete Spannung zur Verfügung stellt. Die Umstellung aller durch die VKM angetriebenen Nebenaggregate ist bei Elektrofahrzeugen oder bei Hybridfahrzeugen mit rein elektrischem Fahrbetrieb (Vollhybride) obligatorisch. Bei allen anderen Hybrid-, aber auch bei konventionellen Fahrzeugen ist das in vielen Fällen sinnvoll und stellt eine weitere Möglichkeit zur Reduktion des Verbrauchs dar. Eine der großen Herausforderungen dabei ist die Fahrzeugklimatisierung, insbesondere das Heizen, das bei konventionellen Fahrzeugen primär unter Verwendung der Abwärme der VKM ohne nennenswerten zusätzlichen Energiebedarf erfolgt. Dabei umfasst die Fahrzeugklimatisierung nicht nur die Fahrgastzelle, womit sie eine Komfortfunktion ist, sondern auch das Temperieren (Kühlen und Heizen) des Energiespeichers, um die volle Leistung und Lebensdauer sicherzustellen. Ein vielversprechender Lösungsansatz ist der Einsatz einer elektrisch angetriebenen Klimaanlage, deren Kühlmittel auch den Betrieb als Wärmepumpe ermöglicht (z. B. CO2 ) und somit das Heizen und Kühlen der Fahrgastzelle ermöglicht. Einige Konzeptfahrzeuge verwenden mit Kraftstoff betriebene Zu-Heizer, selbst reine Elektrofahrzeuge. Dieses Beispiel zeigt eindrucksvoll die vielfältigsten Wechselwirkungen des Antriebsstrangsystems mit dem Gesamtfahrzeug.

7.2.4

Serieller Hybrid

Abb. 7.5 zeigt unterschiedliche Hybridarchitekturen, darunter eine beispielhafte Struktur eines seriellen Hybridantriebs. Er ist durch die fehlende mechanische Verbindung zwischen der VKM und den angetriebenen Rädern gekennzeichnet. Der Verbrennungsmotor wird verwendet, um mit einem Generator Strom zu erzeugen, der entweder in der Batterie zwischengespeichert wird oder sofort über die Traktionsmotoren die Räder antreibt. Diese Eigenschaft erlaubt eine Vielzahl von realisierbaren Anordnungsmöglichkeiten. So kann man mit dem E-Motor ein Differential antreiben, es kann mit einem Motor jeweils eine Halbwelle betrieben werden oder der Antrieb erfolgt über Radnabenmotoren. Darüber hinaus besteht auch die Möglichkeit einen Allradantrieb zu realisieren.8 8

In diesem Fall könnte durch die gezielte Ansteuerung der einzelnen Maschinen ein attraktives Fahrverhalten erzeugt werden (torque vectoring).

314

7


E

E E

E -

+

-

+

-

+

E

Serieller Hybrid

Paralleler Hybrid

Powersplit Hybrid

Abb. 7.5 Einteilung der Hybridantriebe nach Architekturen

Beim klassischen Serienhybrid werden drei ungefähr gleich dimensionierte Maschinen (VKM, Generator, Traktionsmotor) eingesetzt. Hier ist das Ziel die Spitzenleistung des Fahrzeugs permanent abdecken zu können, das entspricht z. B. einer Dauerfahrt bei maximaler Geschwindigkeit. Dabei ist es notwendig, dass der Generator gleich groß dimensioniert ist wie die VKM, um die gesamte Leistung der VKM in elektrische Energie umwandeln zu können. Der Traktionsmotor ist ebenfalls gleich (oder etwas kleiner aufgrund der Verluste) dimensioniert, um die zur Verfügung stehende elektrische Leistung an die Räder abgeben zu können. Diese Anordnung erlaubt es, den gesamten Geschwindigkeitsund Zugkraftbereich stationär mit maximaler Leistung zu fahren (vgl. Abschn. 1.2.5). Der Hauptnachteil einer derartigen Konfiguration besteht darin, dass der gewonnene Verbrauchsvorteil durch das Mehrgewicht der drei leistungsgleichen Antriebe teilweise wieder aufgehoben wird, Aufwand und Kosten der beiden Hochleistungs-Elektroantriebe stehen der Einsparung des Getriebes gegenüber. Folgende Vorteile zeichnen einen seriellen Hybrid aus: Der Verbrennungsmotor kann jeweils in seinem Bestpunkt und stationär (kein dynamischer VKM-Betrieb) betrieben werden, wodurch sich Wirkungsgrad- und Emissionsvorteile ergeben. Durch die Charakteristik des Elektromotors ist kein oder nur ein sehr einfaches Getriebe erforderlich. Der Elektromotor kann auch in beide Richtungen betrieben werden, wodurch keine Drehrichtungsumkehr mittels Getriebe erforderlich ist.


315

Die Nachteile des seriellen Hybrids sind: Durch die zahlreichen Energieumwandlungsvorgänge ergeben sich Verluste. Ein für den Kunden sehr ungewohntes Geräusch der VKM (stationärer Betrieb) und der alternierende Betrieb (Starten und Stoppen) der VKM kann als komfortmindernd empfunden werden (vgl. Abschn. 2.4). Je nach Ausführung ist mit einer Erhöhung des Fahrzeuggewichts zu rechnen. Es entstehen Aufwand und Kosten für zwei Hochleistungs-Elektroantriebe.

7.2.5 Paralleler Hybrid Beim parallelen Hybridantrieb (Abb. 7.5) werden die VKM und die elektrische Maschine parallel geschaltet, sodass sich deren Momente bzw. Leistungen addieren. Sowohl die VKM als auch die Elektromaschine sind gleichzeitig mit definiertem Drehzahlverhältnis9 mechanisch mit den Rädern verbunden. Bei im Verhältnis zur Nennleistung hohen Antriebsleistungen erweist sich der direkte mechanische Durchtrieb über effiziente Elemente der Leistungsübertagung (vgl. Kap. 3) bis zum Rad als die vorteilhafte Lösung, da keine elektrischen Umwandlungsverluste anfallen. Je nach Ausführung genügt eine elektrische Maschine, die sowohl als Generator als auch als elektrischer Motor dienen kann. Die Positionierung der Elektromaschine kann vor dem Getriebe, im Getriebe, nach dem Getriebe oder an der vormals nicht angetriebenen Achse erfolgen [11]. Der letzte Fall wird auch als Through-the-Road-Hybrid bezeichnet. Dabei können weitere Getriebestufen zur Anbindung eingesetzt werden oder die Elektromaschine wird direkt an einer existierenden Welle angebunden. Bei der Auslegung der VKM ist die maximale Leistung ausschlaggebend. Der Elektromotor dient hauptsächlich als Unterstützung beim Beschleunigen und zur Rekuperation der Bewegungsenergie. Bei Parallelhybridsystemen wird im Normalfall die Auslegung von VKM und Elektroantrieb derart gewählt, dass bei unveränderter dynamischer Gesamtleistung die VKM verkleinert werden kann (Downsizing) und im regulären Betrieb bei geringer Drehzahl betrieben werden kann (Downspeeding). Folgende Vorteile sind durch einen parallelen Hybridantrieb gegenüber dem herkömmlichen Antriebsstrang zu realisieren: Leistungsaddition ermöglicht Downsizing Überlagerung der Momenten- und Leistungscharakteristik von Elektromaschine und VKM ermöglicht Downspeeding (Lastpunktverschiebung, vgl. Abschn. 1.3.2 und 7.3) Rekuperation elektrisches Fahren 9

Entsprechend den vom eingesetzten Getriebe gegebenen, diskret oder kontinuierlich veränderlichen Übersetzungen.

316

7


Aber auch einige Nachteile sind zu beachten: höhere Komplexität des Gesamtsystems und Wechselwirkungen zwischen den Subsystemen, eventuell mit Auswirkungen auf die Fahrbarkeit Bauraumbedarf an schon heute kritischen Stellen Mit einem Through-the-Road-Hybrid (mit einer mechanisch angetriebenen und einer elektrisch angetriebenen Achse) können die fahrdynamischen Möglichkeiten eines Allradantriebes zusätzlich realisiert werden. Hierbei ist darauf zu achten, dass im Fall einer elektrisch angetriebenen Hinterachse die Fahrstabilität beim Rekuperationsvorgang nicht beeinträchtigt wird.

7.2.6

Leistungsverzweigung

Bei der Leistungsverzweigung (Powersplit) wird die Leistung der VKM in einen mechanischen und einen elektrischen Pfad verzweigt. Zur Leistungsübertragung werden beide Pfade genutzt, solange die Drehzahl im jeweiligen Pfad nicht null ist. Die Aufteilung und die Summation erfolgen über eine Planetenstufe (vgl. Abschn. 3.3.7). Dabei hängt der Wirkungsgrad des Antriebs unter anderem vom Anteil der elektrischen Leistungsverzweigung an der Gesamtleistung ab [12]. Abb. 7.5 zeigt die Konfiguration. Der elektrische Pfad besteht aus zwei Elektromaschinen, die jeweils motorisch oder generatorisch genutzt werden. Durch das Einstellen der Momente an den beiden Maschinen werden die Drehzahlverhältnisse am Planetengetriebe beeinflusst, sodass eine stufenlose Übersetzung zwischen VKM und Rad realisiert ist. In Anlehnung an die Abkürzung CVT werden entsprechende Getriebe bzw. Funktionalitäten als EVT (engl. electric variable transmission) bezeichnet. Darüber hinaus kann elektrische Leistung von und zum Energiespeicher übertragen werden, was Grundvoraussetzung für die meisten der in Abschn. 7.3 beschriebenen Funktionen ist.

7.2.7 Mischformen hybrider Konfigurationen Ein Mischhybrid kombiniert die oben beschriebenen Konfigurationen mit Hilfe von Schaltelementen und gegebenenfalls Freiläufen. Dabei sind auch Mehrfachkombinationen denkbar, sodass eine Fülle von sinnvollen, aber auch unsinnigen Lösungsmöglichkeiten entsteht, insbesondere wenn Komplexität, Gewicht und Kosten in die Betrachtungen einfließen. Eine umfassende Darstellung geht über den Rahmen dieses Buches hinaus. Als Faustregel zeigt sich, dass insbesondere bei Fahrten mit konstanteren Geschwindigkeitsprofilen und höheren Durchschnittsgeschwindigkeiten bzw. Leistungsbedarfen (die VKM arbeitet in Bereichen geringen spezifischen Verbrauchs, vgl. Abschn. 1.3) der mechanische Radantrieb höhere Effizienz gegenüber einem elektrischen Pfad mit der dop-

7.3 Funktionen und Strategien hybrider Antriebsstränge

317

pelten Wandlung elektrischer in mechanische Leistung aufweist. Hingegen ergeben sich bei wechselnden Fahrgeschwindigkeiten und geringerem Leistungsbedarf (Teillastbetrieb – Betriebspunkte der VKM mit schlechterem spezifischem Verbrauch) im Gesamtsystem Effizienzvorteile trotz elektrischer Leistungsübertragung.10 Mit dieser sehr einfachen Argumentation ergeben sich sofort zwei Kombinationsmöglichkeiten, die auch in Serienanwendungen realisiert sind. Die erste ist die Kombination eines seriellen Hybrids in den unteren Geschwindigkeiten mit einem direkten Radantrieb durch die VKM bei höheren Geschwindigkeiten, also einer parallelen Hybridkonfiguration, ein Beispiel wird in Abschn. 7.4.6 vorgestellt. Im zweiten Fall wird ein leistungsverzweigter Hybrid mit einem parallelen Hybrid kombiniert. Das Ausführungsbeispiel in Abschn. 7.4.4 verwendet insgesamt vier Übersetzungsstufen mit Funktionalitäten paralleler Konfiguration und zwei Bereiche für die elektrische Leistungsverzweigung.

7.3

Funktionen und Strategien hybrider Antriebsstränge

In hybriden Antriebssträngen entstehen zusätzliche Freiheitsgrade aufgrund der beiden unterschiedlichen Energiewandler und Energiespeicher. Außer durch unterschiedliche Konfigurationen kann auch durch Differenzierung bei der Aufteilung der Leistungen auf die beiden Teilsysteme Einfluss auf die Funktionalität und damit den Verbrauch genommen werden. Dabei sind die steuerungsund regelungstechnischen Aufwände bei den neu hinzugekommenen Subsystemen ebenfalls zu berücksichtigen. Auf abstrakter Ebene wirkt die Hybridisierung aufgrund lediglich zweier Prinzipien: Im Gegensatz zur Energiewandlung der VKM ist die Wandlung der Elektromaschine reversibel, d. h., sowohl der motorische als auch der generatorische Betrieb ist möglich. Und es existieren Speicher, die diese rückgewandelte Energie aufnehmen können (Rekuperation). Diese Möglichkeit wird auch bei Elektrofahrzeugen genutzt. Die zusätzlichen Freiheitsgrade mit dem zweiten, elektrischen Antrieb werden genutzt, um die im Wirkungsgrad jeweils bessere Energiewandlung zu nutzen. Dies bedeutet i. Allg., die VKM möglichst nahe an ihrem Bestpunkt zu betreiben oder abzuschalten (vgl. Abschn. 1.2.3). Der zweite Punkt allein und nochmals potenziert in Kombination mit dem ersten Prinzip definiert ein mehrdimensionales Optimierungsproblem, für das es zusammen mit den Nebenbedingungen (z. B. Klimatisierung des Fahrzeugs, Reichweite) keine eindeutige Lösung gibt. Es hat sich bewährt, die Möglichkeiten in überschaubare Funktionen zu untergliedern, die im Folgenden besprochen werden.

10

Für den mechanischen Teil sind die Wirkungsgrade in Abschn. 1.3 vorgestellt.

318

7


7.3.1 Start-Stopp-Funktion Betrachtet man die eigentliche Aufgabe des Fahrzeugantriebs, das Fahrzeug zu bewegen, so ist für alle Fahrzustände, in denen keine Antriebsleistung der VKM benötigt wird, der momentane Verbrauch der VKM ein Verlust. Folgerichtig sollte die VKM in diesen Situationen abgestellt werden (oder mit Schubabschaltung geschleppt werden). Die Elektrifizierung wird im einfachsten Fall einer Start-Stopp-Funktionalität lediglich zum Anlassen der VKM benötigt (und erfüllt damit im eigentlichen Sinn noch keine Hybridfunktion). Die für den Wiederstart der VKM nötige elektrische Energie wird dem Speicher entnommen, der in anderen Fahrzuständen wieder befüllt wird. Nebenaggregate, die beim konventionellen Fahrzeug direkt durch den Verbrennungsmotor angetrieben werden, müssen bei Bedarf elektrifiziert werden. Damit kann sichergestellt werden, dass auch bei abgestelltem Verbrennungsmotor das Nebenaggregat mit Energie aus der Batterie betrieben werden kann. Der gegebenenfalls gestiegene Leistungsund Energiebedarf muss bei der Auslegung des elektrischen Systems, insbesondere der Energiespeicher, berücksichtigt werden.11 In praktischer Umsetzung werden für Start-Stopp-Systeme Eintrittsbedingungen für das Abstellen der VKM definiert, sodass Komfort, Betriebssicherheit und Lebensdauer des Gesamtfahrzeugs sichergestellt sind, z. B. der Ladezustand der Batterie, die Temperaturgradienten zwischen Umgebung und der Zieltemperatur im Innenraum oder die Temperaturen der Systeme zu Abgasnachbehandlung.

7.3.2

Rekuperation

Unter Rekuperation versteht man die Rückwandlung12 der kinetischen Energie des Fahrzeugs bei der Fahrzeugverzögerung, die in konventionellen Systemen vorrangig in der Fahrzeugbremse (auch Teile der Bremswirkung der VKM) dissipiert wird. Grundvoraussetzung für den späteren Nutzen ist, dass die zurückgewandelte Energie gespeichert werden kann. Die häufigste und im Pkw-Sektor ausschließliche Form ist die Wandlung durch eine generatorisch betriebene Elektromaschine. Es kann aber nur ein Teil der Energie regeneriert werden, da jede Energieumwandlung mit Verlusten verbunden ist und auch die Leistungsaufnahme der Speichertechnologien und des Energiewandlers begrenzt sind. Übersteigt die angeforderte Bremsleistung die Leistung, die der Generator aufnehmen kann, wird zusätzlich die Betriebsbremse des Fahrzeugs aktiviert. Dieser Übergang soll von den Fahrzeuginsassen und dem Fahrer möglichst unbemerkt vonstattengehen. Die Entwicklungsaktivitäten hierzu erstrecken 11

Darüber hinaus werden auch Anstrengungen unternommen, die Stillstandphasen ohne Bedarf an elektrischer Leistung zu überbrücken, z. B. Wärme- oder Kältepuffer bei der Fahrzeugklimatisierung. 12 Oft wird von Energierückgewinnung gesprochen, was thermodynamisch falsch ist.


319

sich über den Antriebsstrang hinaus in das Bremsensystem und die Bremsenbetätigung und verlangen insbesondere im Hinblick auf die Sicherheit besondere Sorgfalt.

7.3.3 Boosten Beim Boosten wird die VKM durch eine elektrische Maschine unterstützt. Dies wird zumeist beim Beschleunigungsvorgang erwünscht. Dabei wird die zuvor durch Rekuperation oder durch aktives Laden gewonnene Energie über die elektrische Maschine auf den Antriebsstrang übertragen. Der Vorgang des Boostens bietet je nach Ausführung die Vorteile: Unterstützung des Beschleunigungsvorgangs und damit verbundene Erhöhung des Fahrspaßes Treibstoffeinsparung durch Einsatz rekuperierter Energie In der Betrachtung des Gesamtsystems können aufgrund der Funktion des Boostens bei der Auslegung des Antriebsstrangs Optimierung und Vereinfachungen an anderen Subsystemen ermöglicht werden. Beispielsweise kann die Anforderung an das transiente Verhalten und die Leistung der VKM reduziert werden, sodass einfachere und kostengünstigere Turbolader eingesetzt werden können. Das Boosten während einer Getriebeschaltung mit Zugkraftunterbrechung kann zur Akzeptanz einer solchen Getriebetechnologie führen [13].

7.3.4

Elektrisches Fahren

Elektrisches Fahren beschreibt den exklusiven Antrieb des Fahrzeugs mit gespeicherter elektrischer Energie. Diese Funktion ist die Antriebsart eines Elektrofahrzeugs und eine mögliche Funktion eines Hybridfahrzeugs, insbesondere der Vollhybride. Eine weitere Unterteilung ist in [14] vorgeschlagen. In ihr werden bei Hybriden zum einen die rein elektrisch zurückgelegte Strecke bzw. die eingesetzte Energie berücksichtigt, zum anderen wird ein Zusammenhang mit der Herkunft der elektrischen Energie betrachtet: elektrisches Anfahren elektrisches Fahren mit rekuperierter Energie elektrisches Fahren mit Energie aus dem Stromnetz (Plug-in-Hybrid) Entsprechend dieser Einteilung steigt auch die geforderte Batteriekapazität. Das rein elektrische Fahren eines Vollhybrids erfolgt bei abgeschalteter VKM und somit lokal emissionsfrei. Die Reichweite hängt von der Dimensionierung der Batterie und der Elektromaschine sowie vom Fahrstil des Fahrers und den aktiven Nebenverbrauchern, insbesondere der Fahrzeugklimatisierung, ab.

320

7


Im Unterschied zum Mildhybrid, dessen Batterien typischerweise hohe Leistungsdichte aufweisen, sind bei Vollhybrid-Konzepten sowohl hohe Leistung (für den Hybridbetrieb) als auch hohe Energiemengen (für die elektrische Reichweite) erwünscht. Vollhybride ohne die Möglichkeit einer externen Batterieladung werden eher ähnlich wie Mildhybride betrachtet; sie verwenden Batterien mit tendenziell hoher Leistung und verfügen über eine sehr geringe rein elektrische Reichweite. Plug-in-Hybride werden eher mit Energiebatterien ausgestattet, um auch einen nachhaltigen elektrischen Fahrbetrieb mit ausreichender rein elektrischer Reichweite darstellen zu können.

7.3.5 Lastpunktverschiebung Die Lastpunktverschiebung mit ihrem Einfluss auf Verbrauch und Fahrbarkeit wird in Abschn. 1.3.2 im Hinblick auf die Übersetzungswahl bei der Auslegung von Getrieben und auf die Definition von Schaltkennlinien dargestellt. Mit der Hybridisierung bleiben beide Mechanismen erhalten und durch den zusätzlichen elektrischen Antrieb ergeben sich weitere Freiheitsgrade, optimale Betriebspunkte der VKM noch öfter einzustellen. Die Lastpunktverschiebung tritt auch mit den vorgenannten Funktionen hybrider Antriebe in Wechselwirkung, beispielsweise:

Verbrauchseinsparungspotenzial, %

Rückschaltungen können verzögert werden, indem der Beschleunigungswunsch des Fahrers durch elektrisches Boosten im höheren Gang erfüllt wird.

Lastpunktverschiebung Effizienzsteigerung der VKM Start- Stop System Rekuperation 30

20

10

0 0

10 NYCC

20

30

40 NEDC

50

60

70

80

mittlere Fahrzeuggeschwindigkeit, km/h

Highway

Abb. 7.6 Verbrauchseinsparungspotenzial verschiedener Technologien in Fahrzyklen [15]


321

Bei ausreichender elektrischer Leistung ist ein alternierender Betrieb zwischen elektrischem und verbrennungsmotorischem Antrieb möglich, wobei die VKM während ihres Betriebs die Batterie wieder lädt, damit anschließend erneut elektrisch gefahren werden kann. Die Lastpunktverschiebung der VKM ist das dominierende Prinzip zur Verbrauchseinsparung, der Betrieb der VKM erfolgt bei geringem spezifischem Kraftstoffverbrauch. Abb. 7.6 zeigt, dass bei unterschiedlichen Lastkollektiven die Verbrauchseinsparung bei Hybridisierung des Antriebsstranges überwiegend durch die Lastpunktverschiebung dargestellt wird. Sowohl bei Stadtfahrten, abgebildet im New-York-Stadt-Zyklus (NYCC), als auch bei Autobahnfahrten (Autobahnanteil des FTP75-Zyklus) stellt die Lastpunktverschiebung das höchste Einsparpotenzial dar. Generell reduziert sich dieses mit steigender Durchschnittsgeschwindigkeit bzw. bei steigender Fahrleistungsforderung (in Relation zur VKM-Nennleistung) und Verringerung der Fahrdynamik (weniger Ereignisse mit bzw. verminderte Leistung der Rekuperation).

7.3.6 Betriebsstrategien Die Betriebsstrategie definiert entsprechend dem Fahrerwunsch, der Fahrsituation (insbesondere Fahrwiderstandkräfte), dem Status des gesamten Hybrid- und Antriebsstrangsystems (z. B. Ladezustand der Batterie, Temperaturen) und den Umgebungsbedingungen die Momenten- bzw. Leistungsaufteilung zwischen VKM und Elektroantrieb, Richtung und Größe des elektrischen Leistungsflusses zum Antrieb oder zur Batterie und die einzustellende Übersetzung oder zu wählende Übersetzungsstufen und entsprechende Übergänge und Schaltungen. Die entsprechenden Strategien und Algorithmen sind in das Hybridmanagement integriert, das üblicherweise hierarchisch aufgebaut ist und das Getriebe-, Batterie-, Motorund Bremsenmanagement koordiniert und steuert. Dabei kommen je nach Hybridkonfiguration die oben beschriebenen Funktionen zum Einsatz. Zahlreiche Interaktionen mit Systemen außerhalb des Antriebsstrangs sind mit zu berücksichtigen. Beispielsweise verwendet der Bremskraftverstärker Leistung der VKM in Form eines Unterdrucks für seine Verstärkungsfunktion, dieser Unterdruck kann aber nur bei Betrieb der VKM in allen Situationen erhalten werden. Die Betriebsstrategien und ihre Optimierung sind Gegenstand zahlreicher und umfangreicher Forschungs- und Entwicklungsaktivitäten, einen aktuellen Überblick gibt z. B. [16]. Ein kleines, simples Beispiel: Bei einem einfachen Start-Stopp-System kann durch eine intelligente Generatorsteuerung eine zusätzliche Verbrauchseinsparung erzielt

322

7


werden, indem der Ladevorgang der Batterie verstärkt im Schub- und Bremsbetrieb durchgeführt wird, während beim Beschleunigungsvorgang auf das Laden möglichst komplett verzichtet wird. Bei Volllastbeschleunigungen ergibt sich mit dieser Strategie sogar ein – wenn auch minimaler – Performancevorteil. Eine große Sorge bei Hybrid- und Elektrofahrzeugen ist, dass im entscheidenden Moment noch ausreichend elektrische Leistung für Beschleunigungsvermögen oder Reichweite vorhanden ist. Aus Systemsicht sind insbesondere die folgenden Teile einer Betriebsstrategie von Interesse. Nachladekonzept Bei der Nutzung direkteinspritzender Turbomotoren ergibt sich eine exzellente stationäre Drehmomentcharakteristik, der Drehmomentaufbau im Transienten erfolgt jedoch verzögert. Abb. 7.7 zeigt die Drehmomentcharakteristiken über der Drehzahl aufgetragen. Bei der Hybridisierung, in diesem Beispiel wird eine Elektromaschine mit einer Leistung von 15 kW parallel angebunden [17], können die Drehmomente von VKM und Elektromaschine addiert werden, solange die Batterie die entsprechend benötigte Energie gespeichert hat. 300

250

Drehmoment, Nm

200

150

1,6l GDI TC, Overboost 1,6l GDI TC, transient 1,6l GDI TC, stationär Elektromotor 15kW Momentenanforderung Elektromotor Turbohybrid

Boosten E-Motor

100 Laden E-Motor 50

0

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

Motordrehzahl, U/min

Abb. 7.7 Ladestrategie bei Turbohybriden

4500

5000

5500

6000


323

Tatsächlich wird das Antriebsmoment auf das maximale Moment der VKM begrenzt (durchgezogene Kurve in Abb. 7.7), wird aber als Summenmoment von VKM und Elektromaschine bereits bei niedrigsten Drehzahlen (quasi vom Stand und Leerlauf weg) zu Verfügung gestellt. Damit wird im Bereich der doppelt schraffierten Fläche Energie aus der Batterie benötigt. Um nach wiederholter Nutzung des Speichers für einen nächsten Beschleunigungsvorgang Energiereserven im Speicher zu halten, kann die Betriebsstrategie bei Unterschreiten eines definierten Ladezustands kurzzeitig Leistungsreserven der VKM aktivieren (Overboost), um bei höheren Drehzahlen den Speicher zu laden und gleichzeitig auch das übliche Moment für den Fahrbetrieb zur Verfügung zu stellen. Die Elektromaschine arbeitet in diesem Bereich generatorisch, ihren entsprechenden Drehmomentverlauf zeigt die unterste Kurve in Abb. 7.7, das korrespondierende Moment der VKM ist strich-punktiert dargestellt. Die einfach schraffierte Fläche kennzeichnet den Bereich, der zum Nachladen des Energiespeichers genutzt wird. Damit ist sichergestellt, dass für Beschleunigungsvorgänge von niedrigsten Drehzahlen weg immer ausreichend Energie vorgehalten wird. Das hier aufgeführte Beispiel zeigt, dass durch eine intelligente Systemauslegung und -entwicklung, basierend auf der Kenntnis der Eigenschaften der Einzelkomponenten, zusammen mit einer entsprechenden Gesamtsystemsteuerung für jede Anwendung ein jeweils optimales System entwickelt werden kann. Streckenoptimierung Wie das vorhergehende Beispiel zeigt, ist eine der Herausforderungen an die Betriebsstrategie, für jedes Fahrmanöver in jedem Fahrzustand die jeweils maximale vorgesehene Leistung reproduzierbar zur Verfügung zu stellen. Eine Hybridsteuerung, die nicht nur den aktuellen Fahr- und Systemzustand kennt, sondern auch (begrenzt) über Informationen zu zukünftigen Ereignissen verfügt, kann zusätzliche Potenziale zur Reduktion des Kraftstoffverbrauchs erschließen. Das wesentliche Merkmal derartiger Systeme ist die Einbindung des Wissens über Strecke (Steigung, Gefälle etc.), Verkehr (z. B. Stau) und gesetzliche Regelungen (Geschwindigkeitsbeschränkungen, Stopp-Schilder etc.) in die Hybridsteuerung. Sind entsprechende Aspekte der künftigen Strecke bekannt, so kann der optimale Betriebsmodus (Aufteilung des Leistungsbedarfs auf E-Maschine und VKM, Übersetzungsstufe etc.) und die Energienutzung eingestellt werden. Beispielsweise wird der elektrische Speicher durch die Boost-Funktion geleert, bevor an einer Gefällstrecke durch Rekuperation kinetische Energie rückgewandelt werden kann, die sonst in der Betriebsbremse dissipiert werden müsste. Zahlreiche Ansätze verarbeiten die Informationen von Navigationssystemen wie Höhenprofil und Geschwindigkeitsbegrenzungen mit der Betriebsstrategie, um die Leistungsverteilung und Betriebspunkte optimal auf das zu erwartende Fahrprofil einzustellen. Andere Ansätze optimieren die Strategie bei sich wiederholenden Strecken, wie dies zum Beispiel bei Linienbussen der Fall ist.

324

7


7.3.7 Elektrifizierungsgrade und Verbrauch Die oben beschriebenen Funktionalitäten des Start-Stopps, der Rekuperation, des Boostens und des elektrischen Fahrens erfordern unterschiedliche elektrische Leistungen – selbstverständlich besteht auch eine Abhängigkeit vom Fahrzeugsegment über die Fahrleistungserwartungen und die Fahrwiderstandskräfte. Je Segment gilt die in Abb. 7.8 gezeigte Zuordnung in die Kategorien des Microhybrids, Mildhybrids und Vollhybrids sowie Elektrofahrzeugs. Die Prinzipdarstellung markiert die typischen Anwendungsbereiche, die elektrische Speicherkapazität ist in Anlehnung an [18] über der elektrischen Leistung aufgetragen, jeweils in logarithmischer Skalierung. Auch bei der Auslegung eines hybriden Antriebsstranges existiert ein Zielkonflikt zwischen den verschiedenen Auslegungskriterien, der in Abb. 7.9 qualitativ dargestellt ist. Mit zunehmender elektrischer Leistung steigt auch die Treibstoffersparnis. Nach einem anfänglich steilen Gradienten erreicht der Verlauf ein Maximum, um leicht abzufallen. Die wesentlichen Funktionen eines hybriden oder elektrischen Antriebs sind auch in diesem Diagramm nochmals angeführt, ebenso die Kategorisierung analog zur Darstellung in Abb. 7.8. Die gestrichelte Linie zeigt exemplarisch die Kosten für die elektrische Leistung, wobei die Speichertechnologie der Hauptkostentreiber ist. Abb. 7.10 zeigt qualitativ die Verbrauchspotenziale im NEFZ der einzelnen Funktionalitäten. Die Auftragung erfolgt kumuliert über der elektrischen Leistung [15]. Das Start-Stopp-Potenzial wird definiert von den Leerlaufphasen im Zyklus, welche unabhän-

102

Energieinhalt [kWh]

Elektroauto

101

Vollhybrid 100 Mild Hybrid Microhybrid 10-1 100

101

102 Leistung [kW]

Abb. 7.8 Einteilung nach elektrischer Leistung

103


325

Treibstoffeinsparung

Plug-In E-CVT Kosten

elektrisches Fahren High Voltage Bord Netz Boosten Regeneratives Bremsen intelligentes Bord Netz Management Start/Stop

hr ze u

nd te

tro

fa

Ex

ek

ge

El

an R

M

Vo l

ild

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H

yb

yb

rid

rid

rid yb H ro ic M

g

er

elektr.Leistung, kW

Abb. 7.9 Zielkonflikt in der Auslegung von hybriden Antriebssträngen

Treibstoffeinsparungspotenzial

35% 30% 25% 20% 15% 10% 5% 0% 0

10

20

30

80

100 Elektrische Leistung, kW

Parallel Hybrid Power Split Start-Stop zus. Rekuperation Lastpunktverschiebung

Abb. 7.10 Verbrauchspotenzial verschiedener Hybridfunktionalitäten im NEFZ

326

7


gig von der elektrischen Leistung sind, und es nimmt einen konstanten Wert an, sobald für den Start der VKM ausreichende elektrische Leistung vorhanden ist. Werden mit Hilfe eines Start-Stopp-Systems größere Verbrauchseinsparungen erreicht, so liegen die Gründe hierfür ausschließlich im Leerlaufverbrauch der VKM, sei es aufgrund ihrer Eigenschaften im Leerlauf selbst, sei es wegen der zusätzlich anzutreibenden Nebenaggregate. Das Rekuperationspotenzial steigt zunächst mit der elektrischen Leistung und erreicht für das spezifische Fahrzeug (3er BMW) für die gewählte Topologie (Mildhybrid) und für den spezifischen Zyklus im Bereich von 15 bis 20 kW ein Maximum, um anschließend wieder zu fallen. Der leichte Rückgang ist auf steigendes Gewicht und sinkenden Wirkungsgrad bei der Umwandlung und Speicherung in der Batterie des in Teillast betriebenen elektrischen Systems zurückzuführen. In diesem speziellen Fall ergibt sich das Maximum der Einsparung aus maximaler Rekuperation und Lastpunktverschiebung, wie schon in den Abschn. 1.3 und 7.3.5 beschrieben. Mit ansteigender elektrischer Leistung erhöht sich das Potenzial bis zum Erreichen des Bestpunkts der VKM. Auch wenn die Potenziale verlockend sind, darf bei der Konzeption und Auslegung der negative Einfluss auf den Fahrspaß nicht vernachlässigt werden (vgl. Abschn. 1.3.6). Letztendlich entscheidet aber das Fahrkollektiv über die Anforderungen an das Hybridsystem. So ergeben sich zum Beispiel unterschiedliche Ansprüche für ein Fahrzeug, welches hauptsächlich in der Stadt, und für ein Fahrzeug, welches vorwiegend auf Autobahnen unterwegs ist – auch die Zielgruppe und ihre Bereitschaft, die höheren Kosten in Kauf zu nehmen, muss berücksichtigt werden. Aus diesen Anforderungen ergaben sich in den letzten Jahren unterschiedliche Ansätze und Ausführungsformen von hybriden Antriebssträngen.

7.4 Ausführungsbeispiele hybrider und elektrischer Antriebsstränge 7.4.1

Microhybride (Start-Stopp-Systeme)

Microhybride oder Start-Stopp-Systeme stellen die VKM bei Fahrzeugstillstand und teilweise auch im Ausrollen ab, um sie nach einem Fahrerwunsch oder aufgrund von Energiebedarfen insbesondere des elektrischen Systems wieder zu starten. Dies geschieht zum Beispiel über riemengetriebene Starter-Generatoren, die die Funktion des Generators (Lichtmaschine) und des Anlassers vereinen [19]. Eine weitere Möglichkeit sind ertüchtigte Anlasser, die speziell für die Start-Stopp-Funktion entwickelt und optimiert sind. Die Häufigkeit, mit der der Start der VKM erfolgt, ist signifikant höher. Dies führt zu höheren Anforderungen an alle beteiligten Komponenten. Der Starter wird deutlich öfter eingesetzt, bei der VKM sind Hauptlager und Riementrieb speziell belastet. Aber auch die Lastkollektive für den Energiespeicher (meist eine Bleibatterie) und mechanisch angetriebene Nebenaggregate sind deutlich anspruchsvoller. Für die Fahrzeuginsassen ist es dabei wichtig, dass der Motorstart möglichst unbemerkt und rasch stattfindet.

7.4 Ausführungsbeispiele hybrider und elektrischer Antriebsstränge

327

Insbesondere bei Fahrzeugen mit Handschaltgetrieben ist das Aufwand-NutzenVerhältnis günstig. Am Getriebe ist dazu ein Neutralsensor zu installieren, der zuverlässig erkennt, dass das Getriebe den Kraftschluss zu den Rädern sicher unterbrochen hat. Die gesamte Funktionalität wird im Motorsteuergerät implementiert und nutzt neben dem Signal dieses Sensors Informationen zu den Raddrehzahlen des Bremsensteuergerätes und bei den ausgeführten Serienanwendungen einen Sensor, der die Betätigung der Kupplung überwacht [20]. Weitere Herausforderungen ergeben sich bei der Betrachtung von automatisch schaltenden Getrieben mit hydraulischer Betätigung. Durch das Abstellen des Motors werden auch Ölpumpen, die für den Betrieb erforderlich sind, nicht mehr betrieben. Nach dem Motorstart wird einige Zeit benötigt, um den nötigen Hydraulikdruck aufzubauen und den Anfahrvorgang zu starten. Dabei zeigen sich Vorteile für Doppelkupplungsgetriebe, da lediglich eine Kupplung zu befüllen und zu schließen ist, gegenüber konventionellen Stufenautomaten, bei denen es mehrere sind. Die Verzögerung bei der Umsetzung des Anfahrwunsches wird vom Kunden als äußerst negativ empfunden. Abgesehen von der Verwendung elektrohydraulischer oder elektromechanischer Betätigungssysteme (insbesondere bei Doppelkupplungsgetrieben, vgl. auch Abschn. 4.5.5 und 4.7) werden elektrische Zusatzpumpen [21] oder hydraulische Speicher eingesetzt [22]. Aufgrund der notwendigen Ertüchtigung der Batterie – das System erfordert ein intelligentes Ladungsmanagement, um die VKM jederzeit wieder sicher starten zu können, und eine höhere Zyklenfestigkeit im Hinblick auf die Lebensdauer – werden meist auch intelligente Strategien zum Laden der Batterie eingesetzt (vgl. Abschn. 7.3.6), damit dies bevorzugt dann getan wird, wenn es aufwandsneutral aus der kinetischen Energie des Fahrzeugs bei Verzögerung möglich ist. Aus Komfortgründen wird insbesondere bei Oberklassefahrzeugen zusätzlich ein System zur Spannungsstabilisierung für die Versorgung von Radio und Innenraumbeleuchtung eingesetzt. Damit wird verhindert, dass es insbesondere beim Anlassen der VKM zu einem Flackern des Lichts oder zu störenden Geräuschen im Lautsprecher kommt.

7.4.2

Leistungsverzweigte Hybride

Toyota brachte im Jahr 1997 mit dem Prius den ersten in Großserie gebauten Vollhybrid mit Leistungsverzweigung (Powersplit) auf den Markt. Das System verwendet einen Benzinmotor, zwei elektrische Maschinen, eine NiMH-Batterie und ein Planetengetriebe zur Leistungsverzweigung [23] (vgl. Abb. 3.20). Der Treibstoffverbrauch wird vor allem beim Betrieb mit geringer Geschwindigkeit und Last, bei häufigen und langdauernden Stillstandsphasen und auch beim dynamischen Betrieb mit hohem Rekuperationspotenzial abgesenkt. Skalierte bzw. weiterentwickelte und leistungsgesteigerte Applikationen und Varianten dieses Antriebskonzeptes sind seit dem Jahr 2005 für Sports Utility Vehicles in Serie [24]. Zusätzlich ist eine elektrische Hinterachse eingeführt, die Allradfunktionalitäten ermöglicht.

328

7


Abb. 7.11 Lexus-Hybrid-Getriebe

Abb. 7.11 zeigt schematisch das leistungsverzweigte Hybridgetriebe des Lexus Hybrid. Zur Entkoppelung der Drehungleichförmigkeiten der VKM befindet sich vor dem Getriebeeingang ein Torsionsdämpfer. Der Verbrennungsmotor treibt den Planetenträger der ersten Planetenstufe, hier wird die Leistung in einen direkten mechanischen (über das Hohlrad) und einen elektrischen Pfad (über das Sonnenrad) aufgeteilt. Vom Sonnenrad wird mechanische Leistung durch einen elektrischen Antrieb übernommen, dieser wird überwiegend als Generator betrieben. Die hier erzeugte elektrische Leistung wird entweder in der Batterie gespeichert oder gleich vom zweiten elektrischen Antrieb für den Fahrbetrieb genutzt. Die beiden E-Maschinen stellen die Energiewandler des elektrischen Pfades des leistungsverzweigten Getriebes dar. Die zweite Planetenstufe wird als Drehzahlreduktionsstufe eingesetzt, dadurch wird eine kompaktere Bauweise des Elektromotors erreicht (Auslegung und Betrieb für höhere Drehzahlen). Durch die Steuerung von Moment und Drehzahl des Generators (der elektrischen Antriebseinheit am Sonnenrad) erfolgt die stufenlose Drehzahlanpassung zwischen VKM und Rädern. Es existieren somit keine vorgegebenen Gangstufen und auch eine Anfahrkupplung ist nicht notwendig. Es handelt sich um ein elektronisch geregeltes Stufenlosgetriebe mit weitgehend unendlicher Spreizung. Der mögliche Bereich für die Auswahl der Übersetzung wird nur durch die Drehzahlgrenzen der elektrischen Maschinen eingeschränkt. Zusätzlich kann elektrische Leistung vom Energiespeicher zugeführt oder an diesen abgegeben werden. Der mechanische und der elektrische Leistungspfad werden über das gemeinsame Hohlrad wieder zusammengeführt und über eine Zwischenwelle an das Vorderachsdifferential geleitet. Es können somit alle in Abschn. 7.3 genannten


329

Betriebsmodi realisiert werden. Der Fahrer hat keinen direkten Einfluss auf die Übersetzungswahl, kann aber neben der normalen Fahrstufe eine mit veränderter Charakteristik, z. B. für Bergfahrten, wählen, die u. a. höhere Bremswirkung des Antriebs gewährleistet.

7.4.3

Beispielhafte Serienanwendungen von Parallelhybriden

Ausgeführte Beispiele paralleler Hybride finden sich in großer Zahl bei Standardantrieben. Die erste Serienanwendung mit höherer Stückzahl ist das als IMA eingeführte System von Honda, allerdings in Querbauweise. In Kombination mit einem Stufenlosgetriebe ist eine elektrische Maschine zwischen Getriebe und VKM verbaut [25]. Abb. 7.12 zeigt beispielhaft eine Anwendung dieses Systems. Üblich ist die Anordnung der E-Maschine zwischen Getriebe und VKM auch in den Anwendungen mit Standardantrieb. Aufgrund der Baulänge des Antriebsstrangs muss die E-Maschine möglichst kurz bauend ausgelegt werden. Der große Durchmesser ist erforderlich, um die benötigten Momente bereitstellen zu können, die E-Maschine deckt dasselbe Drehzahlspektrum wie die VKM ab, auf Übersetzungsstufen wird verzichtet. Abb. 7.13 zeigt ein Ausführungsbeispiel in der Konfiguration eines Standardantriebs. Die E-Maschine konkurriert mit den Anfahrelementen um den verfügbaren Bauraum, eine Verschachtelung beider Komponenten ist daher üblich [26], wobei die Anforderungen an die Anfahrelemente in verschiedenen Varianten zurückgenommen werden könnten, da die E-Maschine einen Großteil der Anfahrfunktionen übernehmen kann. Ziel ist ein Konzept, das eine Austauschbarkeit mit konventionellen Getrieben ermöglicht.

Abb. 7.12 Parallelhybrid für Frontantriebsanwendung [Honda]

330

7


Abb. 7.13 Parallelhybrid für Heckantriebsanwendung [Mercedes]

7.4.4

Mischform aus leistungsverzweigtem und parallelem Hybrid – Two-Mode-Hybrid

Die Kombination eines leistungsverzweigten Hybridsystems mit über Lamellenkupplungen bzw. Lamellenbremsen schaltbarer direkter, mechanischer Anbindung ist von einer Kooperation aus BMW, Chrysler, Daimler und General Motors entwickelt und in Serie gebracht worden. Das als Two-Mode-Hybrid bezeichnete Hybridsystem kommt bei großen Sports Utility Vehicles zum Einsatz [27] und ist innerhalb des Bauraums konzipiert, den auch ein konventionelle Automatikgetriebe einnehmen würde. Abb. 7.14 zeigt ein Schnittbild und die entsprechende Struktur des Hybridsystems. Insgesamt kommen drei Planetenstufen und je zwei E-Maschinen, Kupplungen und Bremsen zum Einsatz. Damit können die in Tab. 7.1 gezeigten Betriebsmodi genutzt werden, vier diskrete Gänge und zwei elektrisch stufenlose Übersetzungsbereiche (EVT). Der Planetensatz am Ausgang des Hybridsystems stellt zwei Übersetzungsbereiche zur Verfügung,

B3 K4

B4 K2

Abb. 7.14 System des Two-Mode-Hybrids

7.4 Ausführungsbeispiele hybrider und elektrischer Antriebsstränge Tab. 7.1 Schaltmatrix des Two-Mode-Hybrid-Systems

Betriebsmodus Schaltelemente B1 K2 EVT 1 1. Gang 2. Gang EVT 2 3. Gang 4. Gang

331

B3

K4

durch Festbremsen des Hohlrads (B1) wird eine Übersetzung geschaltet, alternativ wird die Kupplung (K2) geschlossen (Blockumlauf).13 Die beiden anderen Planetenstufen liefern die Übersetzungen für zwei Gänge, die Leistungsverzweigung und die Übersetzungen für die Anbindung der beiden E-Maschinen. Das Sonnenrad der ersten Planetenstufe ist mit dem Hohlrad der zweiten verbunden, ebenso die beiden Planetenträger. Eine wesentliche Zielsetzung bei der Entwicklung des Two-Mode-Getriebes war die Reduktion der über den elektrischen Pfad fließenden Leistung [28]. Dies motiviert die Verwendung der beiden Bereiche durch den letzten Planetensatz, aber auch die Implementierug der direkten Gänge. Durch diese Maßnahmen können die E-Maschinen so kompakt ausgeführt werden, dass eine vollständige Integration in das Hybrid-Getriebe möglich ist. Wesentlicher Treiber ist aber die Wirkungsgradkette, die für den elektrischen Zweig aufgrund der mehrfachen Energiewandlung ungünstiger ist als die mechanische Übertragung.14

7.4.5 Parallelhybrid auf Basis des Doppelkupplungsgetriebes Eine weitere Möglichkeit eines hybriden Antriebsstrangs stellt die Integration der elektrischen Maschine in ein Doppelkupplungsgetriebe dar [20, 29–31]. Die Elektromaschine kann an eine der beiden Eingangswellen oder an die Ausgangswelle gekoppelt werden, wobei sich für die meisten Applikationen eine funktional vorteilhafte Struktur durch die Anbindung an eine der Eingangswellen ergibt. Die schon vorhandene (Doppel-)Kupplung ermöglicht die Trennung von der VKM und Synchroneinheiten oder Klauenschaltungen ermöglichen das An- und Abkoppeln vom Abtrieb. Somit stehen für die unterschiedlichen Hybridfunktionen mehrere Übersetzungsstufen zur Verfügung. Allerdings erhöht sich das Trägheitsmoment des Teilgetriebes mit der angebundenen EMaschine signifikant, was beim Synchronisieren bzw. Schalten der Gänge berücksichtigt werden muss. Die E-Maschine muss das Drehzahlangleichen beim Gangwechsel min13

Entsprechend positionierte Planetenstufen sind bei Gruppengetrieben im Nutzfahrzeugbereich etabliert, vgl. Abschn. 8.2.4. 14 Durch die stufenlose Übersetzungseinstellung wird der Betrieb der VKM in Bereichen günstigen Verbrauchs ermöglicht, vgl. Abschn. 1.3.

332

7


Abb. 7.15 Schema und Ausführungsbeispiel eines elektrifizierten Doppelkupplungsgetriebes

destens soweit unterstützen, dass die Kapazität und Lebensdauer der Synchroneinheiten gewährleistet ist. Bei entsprechendem Leistungs-/Trägheitsverhältnis können alternativ im gleichen Teilgetriebe einfachere Klauenschaltungen anstatt Synchronisationseinheiten eingesetzt werden und die Drehzahlangleichung kann vollständig elektrisch erfolgen.15 Derzeit sind keine Serienanwendungen dieser Systeme bekannt, jedoch sind von unterschiedlichen Firmen Prototypen in Frontquer-Konfiguration aufgebaut und Konzepte für Standardantriebe fertiggestellt worden [16]. In einzelnen Varianten wird je Teilgetriebe eine eigene E-Maschine verwendet. Die meist seitliche Anbindung an das Grundgetriebe ermöglicht entsprechende Übersetzungen, um kompakte E-Maschinen einsetzen zu können, die bei höheren Drehzahlen arbeiten. Insbesondere bei quer eingebauten Doppelkupplungsgetrieben bietet die seitliche Anbindung der E-Maschine Vorteile beim Packaging, es kommt durch die Hybridisierung nicht zu einer Verlängerung des Triebstranges. Abb. 7.15 zeigt ein Beispiel eines Prototyps mit entsprechendem Schema für Getriebe und Anbindung der E-Maschine. 15 Dies erfordert eine schnelle und präzise Drehzahlauswertung und Ansteuerungsdynamik für EMaschine und Schaltung.


7.4.6

333

Mischform aus seriellem und parallelem Hybrid

Mit den Vorteilen des rein mechanischen Antriebs durch die VKM bei hohen Fahrwiderständen und den Vorteilen eines rein elektrischen Antriebs bei geringeren und stark variierenden Fahrwiderständen ergibt die Kombination einer seriellen mit einer parallelen Konfiguration ein sehr attraktives Konzept. Dabei ist es für die Betrachtung des Gesamtsystems wesentlich, die Wirkungsgrade der Energiewandlung und der Leistungsübertragung zunächst separat zu betrachten und dann zusammenzuführen. Insbesondere der deutlich schlechtere Wirkungsgrad der VKM im Teillastbetrieb rechtfertigt die Nutzung weniger effizienter Leistungsübertragung, wenn dadurch die Zeitanteile des Teillastbetriebs der VKM reduziert werden (vgl. Abschn. 3.9). Für dieses Konzept können zwei ganz unterschiedliche Startpunkte eingenommen werden. Mit einem Parallelhybrid als Ausgangskonfiguration lassen sich Vorteile im langsamen Fahrbereich in Bezug auf Effizienz und Komfort durch einen seriellen Modus darstellen, die VKM kann häufiger mit geringem spezifischem Verbrauch betrieben werden (Lastpunktverschiebung). Elektrofahrzeuge mit einem Range Extender (vgl. Abschn. 7.4.9) erhalten mit dem ergänzten mechanischen Antrieb der Räder einen deutlichen Wirkungsgradvorteil bei der Leistungsübertragung gegenüber dem seriellen Betrieb. Die doppelte Leistungswandlung – von mechanischer in elektrische Leistung und wieder zurück – im seriellen Betrieb ist nachteilig. Auf Basis eines seriellen Hybrids werden Elemente der Leistungsübertragung (vgl. Kap. 3) ergänzt, die eine rein mechanische Übertragung ermöglichen, sich komfortabel

B1

K3

K2

Abb. 7.16 Boosted Range Extender (GETRAG)

334 Tab. 7.2 Schaltmatrix des Boosted Range Extender (GETRAG)

7


Betriebsmodus

Schaltelemente B1 K2 1. Gang seriell 2. Gang seriell 1. Gang parallel 2. Gang parallel

K3

einund ausschalten lassen und die erforderlichen Übersetzungen zu Verfügung stellen. Abb. 7.16 zeigt eine Getriebe- und Hybridstruktur eines solchen Konzepts [32]. Mit Hilfe einer Kupplung kann der mit zwei Zylindern ausgeführte Verbrennungsmotor in den Antriebsstrang zugeschaltet werden, was zu sehr effizienten mechanischen Durchtrieb führt bzw. im Boost-Betrieb zu einer größeren Systemleistung (paralleler Hybrid). Die VKM kann aber auch rein für die Erzeugung von elektrischer Energie durch einen Generator verwendet werden (serieller Hybrid). Zur weiteren Steigerung der Effektivität verfügt das System über zwei Übersetzungsstufen, die über ein Planetengetriebe realisiert werden (Abb. 7.16). Mit diesen zwei Übersetzungsstufen besteht die Möglichkeit, den elektrischen Traktionsmotor bei gleichem Beschleunigungsvermögen kleiner (und somit effizienter) zu dimensionieren. Es stehen somit vier Betriebsmodi zur Verfügung, die mit den beiden Kupplungen und einer Bremse realisiert werden. Tab. 7.2 zeigt die Schaltmatrix.

7.4.7 Elektroantrieb mit zusätzlichem seriellem und leistungsverzweigtem Hybridmodus Das Voltec genannte Antriebssystem des Chevrolet Volt und Opel Ampera ist eine elektrische Antriebseinheit, in die zur Reichweitenverlängerung eine VKM integriert ist [33]. Eine elektrische Traktionsmaschine, ein Generator, eine Planetenstufe, eine Bremse und zwei Kupplungen sind zur elektrischen Antriebseinheit kombiniert. Abb. 7.17 zeigt das Schema des Voltec-Systems und eine Darstellung der elektrischen Antriebseinheit. Die größere der beiden elektrischen Maschinen ist mit dem Sonnenrad der Planetenstufe verbunden. Der Planetenträger treibt das Differential an. Das Hohlrad ist mit der Bremse B1 und der Kupplung K2 verbunden, über letztere läßt sich der Generator zuschalten. Zwischen VKM und Generator ist die dritte Kupplung angeordnet. Tab. 7.3 zeigt die unterschiedlichen Betriebsmodi und die jeweils zu schließenden Schaltelemente. In einer weiteren Spalte wird der Zustand der VKM angegeben. In den vier Betriebsmodi werden die folgenden Funktionen ermöglicht. Im rein elektrischen Betriebsmodus 1 wird ausschließlich die elektrische Traktionsmaschine (rechts in Abb. 7.17a) für den Fahrzeugantrieb genutzt. Das Hohlrad ist festgebremst, sodass die Planetenstufe als Übersetzung wirkt. Für die Energieversorgung ist die Fahrzeugbatterie zuständig.

7.4 Ausführungsbeispiele hybrider und elektrischer Antriebsstränge a

b

B1 K3

335

K2

Abb. 7.17 Voltec-Antriebssystem (GM). a Schema, b Schnittbild Tab. 7.3 Schaltmatrix des Voltec-Antriebssystems

Betriebsmodus

Schaltelemente B1 K2 Rein elektrisch 1 Rein elektrisch 2 Seriell Leistungsverzweigt

VKM K3

aus aus an an

Im rein elektrischen Betriebsmodus 2 wird über Kupplung K2 der Generator an das Hohlrad der Planetenstufe angebunden. Die Bremse B1 ist geöffnet. Damit erfolgt der Antrieb über die beiden elektrischen Maschinen, wobei die Planetenstufe die Leistungen der beiden zusammenfasst (Prinzip der Leistungsverzweigung, vgl. Abschn. 3.3.7). Die Drehzahlen und Leistungen von Traktionsmaschine und Generator können so eingestellt werden, dass sich Betriebspunkte ergeben, die die elektrische Reichweite vergrößern, und die Gesamteffizienz des Antriebs verbessert wird. Im seriellen Betriebsmodus ist allein die Traktionsmaschine – wie auch im rein elektrischen Betriebsmodus 1 – für den Fahrzeugantrieb zuständig. VKM und Generator sind über die Kupplung K3 verbunden und liefern elektrische Leistung an die Traktionsmaschine (und gegebenenfalls den Energiespeicher). Im leistungsverzweigten Betriebsmodus wird das Planetengetriebe – wie auch im rein elektrischen Betriebsmodus 2 – zur Zusammenfassung der Leistungen genutzt. VKM und Generator sind über die Kupplung K3 verbunden. In diesem Betriebsmodus könnte Leistung der VKM über den mechanischen Pfad an das Differential abgegeben werden, wobei die Traktionsmaschine aufgrund der Leistungsverzweigung stets beteiligt ist. Drehzahlen und Leistungen können im Hinblick auf den Verbrauch und das NVH-Verhalten optimiert werden.

336

7


Das Anfahren erfolgt auch bei Volllast rein elektrisch. Die leistungsverzweigten Fahrmodi werden nur bei höheren Fahrgeschwindigkeiten eingesetzt. In diesem Modus mit VKM können zusätzliche Zugkraftreserven erschlossen werden und der Wirkungsgrad bei Konstantfahrt ist gegenüber dem seriellen Betriebsmodus um 10–15 % verbessert [34].

7.4.8

Getriebe für Elektrofahrzeuge

Bei reinem Elektroantrieb werden in den meisten Fällen auch Übersetzungen erforderlich, um die Momente und Drehzahlen der elektrischen Maschine an die Bedarfe am Rad anzupassen (vgl. Kap. 1). Entsprechend der Wirkungsgradcharakteristik der elektrischen Maschine sind die Übersetzungen (unter Berücksichtigung der Radgrößen) zu definieren. Auf ein Anfahrelement kann verzichtet werden. Abb. 7.18 zeigt ein Antriebssystem bestehend aus elektrischer Maschine, Übersetzungsstufen in Form von Stirnrädern und Differential. Zur Sicherung des stehenden Fahrzeugs ist auch eine Parksperre integriert. In zahlreichen Untersuchungen wurde gezeigt, dass durch ein mehrstufiges (meist zweistufiges) Getriebe der Gesamtwirkungsgrad bzw. die Reichweite verbessert wird [20]. Aus Komfortgründen kann das aber nur ein lastschaltfähiges Getriebe sein. Eine äquivalente Zweistufigkeit ist auch bei den als Mischformen in den Abschn. 7.4.4, 7.4.6 und 7.4.7 vorgestellten Getrieben realisiert.

7.4.9

Range Extender

Beim Elektroauto ist die Reichweite ein bedeutendes Kriterium für die Akzeptanz der Kunden. Da die aktuelle Begrenzung bei reinen Elektrofahrzeugen, die aufgrund der Kosten und Energiedichte bei Batterien auch in naher Zukunft notwendig sein wird, nicht von allen akzeptiert werden wird, stellt die Verwendung des Range Extenders eine attraktive Lösung zur Gewährleistung gewohnter Reichweite dar. Entsprechend dem in Abb. 7.1 gezeigten durchschnittlichen Nutzungsprofil wird die mit reinen Elektrofahrzeugen darstellbare Reichweite für mehr als die Hälfte der in einem

Abb. 7.18 Antriebssystem eines Elektrofahrzeugs (GETRAG)


337

Abb. 7.19 Range Extender mit Wankelmotor [35]

Jahr gefahrenen Strecken ausreichen, das sind mehr als 80 % der genutzten Tage. Um die Strecken der wenigen Ereignisse mit größerer Streckenleistung bewältigen zu können, bietet sich der Einsatz eines Range Extenders an. Ein Range Extender kombiniert eine kleine, einfache VKM mit einem Generator, der im Bedarfsfall die elektrische Leistung für den Fahrantrieb und das Nachladen der Batterie liefert. In Kombination mit einem Range Extender können auch Batterien kleineren Energieinhalts eingesetzt werden, dies spart Kosten und Gewicht. Mit einem Range Extender lassen sich Reichweiten heutiger konventioneller Fahrzeuge erreichen. Abb. 7.19 zeigt eine Range-Extender-Einheit bestehend aus einem Wankelmotor und einem Generator mit Leistungselektronik. Alle für die Funktion als Range Extender erforderlichen Komponenten und Subsysteme (Tank, Abgasanlage, Kühlung etc.) sind in einer kompakten und akustisch optimierten Einheit zusammengefasst. Das entsprechende Modul bietet bei einbaufertigem Volumen von ca. 160 l eine Dauerleistung von 15 kW. Eine Skalierung auf andere Leistungen ist möglich. Wird die VKM des Range Extenders genutzt, entspricht dies der Konfiguration eines seriellen Hybrids (vgl. Abschn. 7.2.4). In der Praxis kann die Einheit aus VKM und Generator mit einer Leistung ausgeführt werden, die geringer ist als die des primären, elektrischen Antriebs. Die maximale Leistung eines Elektrofahrzeugs ist für das Beschleunigen und Bewältigen von Steigungen dimensioniert, die maximale Geschwindigkeit wird im Allgemeinen aus Gründen der Reichweite begrenzt. Die VKM des reinen Range Extenders wird in einem begrenzten Betriebsbereich geringen spezifischen Verbrauchs und niedriger Emissionen betrieben. Die generierte elektrische Leistung wird primär für den elektrischen Antrieb verwendet, eventueller Leistungsüberschuss wird in der Batterie gespeichert. Die Betriebsstrategie stellt sicher, dass der Range Extender rechtzeitig an der Energiewandlung beteiligt wird, sodass für Beschleunigungsvorgänge oder Steigungsfahrten immer ausreichend elektrische Leistung von Batterie und Range Extender gemeinsam zur Verfügung gestellt werden kann.

338

7


Über den Vergleich der Reichweiten mit einer Speicherfüllung hinaus ist für längere Fahrten das Nachladen oder Füllen der Speicher ebenfalls zu berücksichtigen. Der Tankvorgang zur Befüllung eines Kraftstofftanks ist erheblich schneller als das Laden eines elektrischen Speichers, selbst wenn höhere elektrische Leistungen als an üblichen Haushaltssteckdosen verfügbar eingesetzt werden. Auch hier bietet der Einsatz eines Range Extenders Vorteile, wenn nur der Kraftstofftank nachgefüllt wird.

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340

7


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8

Getriebeanwendungen außerhalb des Pkw-Bereichs

Über die in Kap. 6 vorgestellten Anwendungen der Pkw-Getriebe hinaus gelten bei Anwendungen in Lastkraftwagen (Lkw), Bussen, Traktoren, Motorrädern oder Rennwagen weitere Anforderungen und Spezifika für Getriebesysteme. Alle bisher gezeigten physikalischen Gesetzmäßigkeiten lassen sich analog anwenden. Bei der Entwicklung sind jedoch zusätzliche Funktionen und Anforderungen zu berücksichtigen, während andere Kriterien in den Hintergrund treten. Die in Kap. 1 hergeleitete Notwendigkeit, Drehzahlen und Momente der Antriebsmaschine auf die jeweiligen Fahr- oder Betriebszustände passend zu übersetzen, bleibt die Kernfunktion.

8.1 Allgemeine Anforderungen an Getriebe außerhalb des Pkw-Bereichs Sehr anschaulich werden die Unterschiede in den Basisfunktionen zwischen unterschiedlichen Anwendungen über den Pkw-Bereich hinaus anhand zweier Kriterien: das Verhältnis von Gesamtfahrzeugmasse mFzg des maximal zulässig beladenen Fahrzeugs (und gegebenenfalls Anhängers) zur maximalen Antriebsleistung Pmax der VKM (oder auch Elektromaschine oder Kombination aus beiden), das als Leistungsgewicht bezeichnet und in der Einheit Kilogramm durch Kilowatt angegeben wird; das von der VKM zur Verfügung gestellte nutzbare Drehzahlband, die Differenz zwischen maximaler Motordrehzahl nmax und der Leerlaufdrehzahl n0 nNutz D nmax n0 :

(8.1)

Abb. 8.1 zeigt die Leistungsgewichte unterschiedlicher Fahrzeugklassen. Als Referenzwert wird ein Pkw des C-Segments gezeigt. Die Gruppe der Lkw wird nochmals in Gewichtsklassen unterteilt, hier werden leichte Lkw (< 5 t zul. Gesamtgewicht), mittelschwere Lkw (5–16 t zul. Gesamtgewicht) und schwere Lkw (> 16 t zul. Gesamtgewicht) © Springer Fachmedien Wiesbaden 2016 341 R. Fischer et al., Das Getriebebuch, Der Fahrzeugantrieb, DOI 10.1007/978-3-658-13104-3_8

342

8


Stadtbus Schwere LKW Reisebus Mittelschwere LKW Leichte LKW PKW Motorrad Formel 1 0

20

40

60

80

100

120

Leistungsgewicht [kg/kW]

Abb. 8.1 Leistungsgewicht unterschiedlicher Fahrzeugklassen

unterschieden.1 Die Verwendung von (Stufen-)Automatikgetrieben erfolgt lediglich für besondere Einsatzfälle (z. B. Müllfahrzeuge, Feuerwehrfahrzeuge, Stadtbusse) und wird getrennt betrachtet. Auch die Kategorie der Busse wird nochmals differenziert, Stadtbusse sind getrennt von Reisebussen erfasst. Sportwagen und Motorräder bilden eine eigene Klasse und als weiterer Spezialfall wird der Anwendungsfall der Formel 1 aus den Rennsportanwendungen herangezogen. Die Unterschiede zwischen den Klassen zeigen sich deutlich, aber auch innerhalb gibt es eine große Streuung. Entsprechend den unterschiedlichen Anforderungen – unter anderem aufgrund der unterschiedlichen Leistungsgewichte – werden auch die Motoren für die jeweiligen Anwendungsfälle unterschiedlich ausgelegt. Hohe Leistungsgewichte erfordern hohe Drehmomente, um ausreichende Steigfähigkeit, Durchschnittsgeschwindigkeit und Beschleunigung zu erreichen (vgl. Abschn. 1.2). Diese Auslegung hat Einfluss auf die maximale Motordrehzahl und Abb. 8.2 zeigt die nutzbaren Drehzahlbänder der unterschiedlichen Fahrzeugklassen.2 Die Pkw-Anwendungen liegen hier in der Mitte, wobei der Unterschied zwischen Otto- und Dieselmotoren schon deutlich ist. Für Nutzfahrzeuganwendungen kommen Dieselmotoren zum Einsatz, deren nutzbares Drehzahlband im Vergleich zu den Pkw-Dieselmotoren weniger als halb so groß ist. Für Motorräder und im Rennsport sind die Drehzahlbänder deutlich größer. Selbstverständlich sind in den Betrachtungen der Gesamtfahrzeugmasse das Leergewicht und die Zuladung zu berücksichtigen. Es lassen sich auch diese Werte zueinander ins 1

Diese Einteilung ist insbesondere in Deutschland und bei europäischen Herstellern etabliert, aber nicht für alle Märkte gültig. 2 Details zur Motorauslegung können beispielsweise in [1] nachgelesen werden.

8.1 Allgemeine Anforderungen an Getriebe außerhalb des Pkw-Bereichs

343

Formel 1 Motorrad PKW OTTO PKW Diesel Leichte LKW Mittelschwere LKW Schwere LKW 0

2000

4000

6000

8000

10000 12000 14000 16000 18000 20000

Nutzbares Drehzahlband [U/min]

Abb. 8.2 Drehzahlbänder der VKM in unterschiedlichen Fahrzeugklassen

Verhältnis setzen und die unterschiedlichen Anwendungen für Fahrzeuggetriebe miteinander vergleichen. Dies beeinflusst die Fahrbarkeit in den verschiedenen Betriebszuständen. Die enge Getriebestufung zwischen den Gängen, die bei voll beladenem Fahrzeug erforderlich ist, wird bei leerem Fahrzeug nicht benötigt (zu Zugkraftlücken vgl. Abschn. 1.5.2). Abb. 8.3 zeigt die relativen Zuladungen (zulässiges Gespanngewicht bezogen

Schwere LKW Mittelschwere LKW Leichte LKW Stadtbus Motorrad Reisebus PKW Kleinstwagen Formel 1 1

1,5

2

2,5

3

3,5

4

4,5

Verhältnis Gesamtmasse zu Leergewicht [ ]

Abb. 8.3 Relative Zuladung unterschiedlicher Fahrzeugklassen

5

5,5

6

344

8


auf Fahrzeugleergewicht) für verschiedene Fahrzeugklassen. Die Unterschiede zeigen eindeutig, wie die Anforderungen von denen am Pkw abweichen. Die Getriebespreizung (vgl. Abschn. 1.5) ist abhängig von der erforderlichen Höchstgeschwindigkeit und der für die Anfahrt unter unterschiedlichen Bedingungen notwendigen Zugkraft. Abb. 8.4 zeigt typische Werte in verschiedenen Fahrzeugklassen. Alle möglichen Einsatzgebiete von Fahrzeuggetrieben können in diesem Buch nicht berücksichtigt werden. Mit ihrem Produktionsvolumen, ihren Zulassungszahlen und der Kilometerleistung haben die Lastkraftwagen große Relevanz. In Abschn. 8.2.2 wird gezeigt, dass ihr Getriebe auch bei der Fahrzeugverzögerung eine wesentliche Rolle spielen kann und muss und es aufgrund der hohen Anzahl von Gängen gegenüber Pkw-Getrieben zu anderen Bauformen kommt. Dass Bus nicht gleich Bus ist, zeigt Abschn. 8.3; bei Stadtbussen haben sich Automatikgetriebe etabliert, hingegen kommen bei Reisebussen Handschaltgetriebe oder automatisierte Handschaltgetriebe zum Einsatz. Bei den in Abschn. 8.4 vorgestellten Traktoranwendungen ist die Funktionalität der Getriebe nochmals signifikant erweitert und in den oberen Gewichts- bzw. Leistungsklassen kommen stufenlose, leistungsverzweigte Getriebe zum Einsatz. Die Diversifizierung bei Motorradgetrieben ist noch sehr jung. Die rein sequentielle Fußschaltung dominiert die Märkte, erst in jüngster Zeit kommen die Technologien von Stufenlos-, automatisierten Handschalt- oder Doppelkupplungsgetrieben zum Einsatz. Bei den manuell zu schaltenden Getrieben handelt es sich um nicht synchronisierte Getriebe, die meist geradverzahnt ausgeführt sind. Eine weitere in Abschn. 8.5 gezeigte Besonderheit ist der meist gemeinsame Ölhaushalt mit dem Motor; Motor und Getriebe teilen sich ein Gehäuse. Rennsportgetriebe sind auch rein sequentielle Getriebe, ausgeführt als

LKW >16 t, MT/AMT Bus Fernverkehr, MT/AMT LKW >7,5 t < 16 t, MT/AMT PKW LKW AT LKW <7,5 t , MT/AMT Bus Stadtverkehr, AT 0

2

4

6

8

10

12

14

Getriebespreizung, φges

Abb. 8.4 Spreizung der Getriebe in verschiedenen Fahrzeugklassen

16

18

20

8.2 Lastkraftwagengetriebe

345

Handschalter oder automatisierte Schaltgetriebe. In Abschn. 8.6 werden beispielhaft die Formel-1-Getriebe vorgestellt. Mit dieser Auswahl an Anwendungen sind die funktionalen Erweiterungen und das Abstrahieren der Anforderungen auf weitere mögliche Fahrzeugeinsätze von Getrieben möglich. Vom selbstfahrenden Rasenmäher über Gabelstapler, Erntemaschinen, Kräne bis zu riesigen Muldenkippern im Tagebau, immer dann, wenn ein Verbrennungsmotor ein Fahrzeug antreibt, kommt ein Getriebe zum Einsatz. Dies gilt beispielsweise auch für Schienenfahrzeuge und Schiffe.

8.2 Lastkraftwagengetriebe Die Antriebsstrangkonfiguration eines Lkw entspricht der in Kap. 6 eingeführten Struktur des Standardantriebs. Die Getriebe und Motoren sind längs verbaut. Neben dem eigentlichen Getriebe und dem Achsgetriebe mit Differential werden oft noch weitere Übersetzungsstufen integriert, z. B. Verteilergetriebe oder Übersetzungen in den Achsen selbst (Portalachse, Außenplanetenachse). Abb. 8.5 zeigt als Beispiel eine Achse mit integriertem Außenplanetensatz. Ziel dieses Konzeptes ist die Verringerung der Belastungen im Antriebsstrang. Dies bringt Vorteile sowohl in der Bauteilbelastung als auch in der Bodenfreiheit, da das Achsgetriebe (Differential) kleiner gebaut werden kann.

Abb. 8.5 Beispiel einer Außenplanetenachse (Mercedes-Benz)

346

8


Die Einsatzgebiete von Lkw sind sehr vielfältig, entsprechend ergeben sich auch spezielle Anforderungen an die Antriebsstrangkonfiguration. Auch die Getriebe sind hiervon betroffen. Um dennoch den Entwicklungsaufwand und die Produktionsvielfalt zu reduzieren, sind gegenüber Pkw-Antriebssträngen im Bereich der Nutzfahrzeuge die Schnittstellen zwischen Getriebe und Motor genormt. Das umfasst sowohl die geometrischen Haupt- und Anschlussmaße, die eine SAE-Normung (Society of Automotive Engineers) für Kupplungsglocken verwenden, als auch die Kommunikation bzw. elektrische und elektronische Schnittstelle zwischen den Steuergeräten (z. B. SAE J1850 oder SAE J1939). Dies trägt den unterschiedlichen Märkten und Anforderungen Rechnung, in denen Lkw nicht fertig konfiguriert von den Herstellern gekauft werden, sondern der Käufer Getriebe und Motoren unterschiedlicher Unterlieferanten konfigurieren kann. Ermöglicht und begünstigt wird dies durch die Emissionsgesetzgebung, die die Zertifizierung des Motors am Motorenprüfstand vorschreibt, unabhängig von der Fahrzeugart, die er später antreibt.

8.2.1 Anforderungen an Lkw-Getriebe Der Lkw-Einsatz im Fernverkehr erfolgt auf Straßen oder Autobahnen, mit und ohne große Steigungen. Eine große Steigfähigkeit und ökonomische Höchstgeschwindigkeit sollen erreichbar sein. Minimale Geschwindigkeit bzw. maximale Zugkraft und maximale Geschwindigkeit definieren die Mindestgesamtspreizung des Getriebekonzeptes, woraus die notwendigen Stufen errechnet werden können (vgl. Abschn. 1.5). Damit ist auch die Zugkraft definiert. Anpassungen der Endwerte können über Ausführungen wie Overdrive oder Hinterachsübersetzungen erfolgen. Fahrzeuge, die sich hauptsächlich auf Kurzstrecken bewegen, wie z. B. Müllfahrzeuge in Städten, benötigen aufgrund ihrer Betriebsbedingungen eine verhältnismäßig geringe Spreizung. Vorrangig ist hier ein hohes Zugkraftangebot beim Anfahren, die Geschwindigkeiten bleiben hier verhältnismäßig gering. Im Fernverkehr jedoch wird auf Höchstgeschwindigkeit bei ebenfalls vorhandener angemessener Zugkraft – für das Anfahren und bei Steigungen – geachtet. Das Leistungsgewicht eines schweren Lkw-Zugs beträgt zwischen ca. 40 und 120 kg/kW, dieser benötigt daher viele kleine (schaltbare) Stufen (12/14/16), sowohl zum Betrieb des Motors im Bestverbrauchsgebiet als auch zur Aufrechterhaltung einer hohen Durchschnittsgeschwindigkeit (vgl. Abschn. 1.5). Verteiler-Lkw oder Busse haben ein geringeres Leistungsgewicht, daher können sie mit weniger Stufen (6/8/9) auskommen, auch wenn der Bedarf an Geschwindigkeitsanpassung größer als im Fernverkehr ist. Die Gegenüberstellung von Zugkraftbedarf und -angebot zeigt das Zugkraftdiagramm in Abb. 8.6 (vgl. Abschn. 1.1). Als Beispiel ist ein 12-Gang-Getriebe herangezogen.3 Die 3

Die Schlupfgrenzen sind für den Fall eines Allradantriebs angegeben; wird nur eine Achse angetrieben, tritt Schlupf bei deutlich geringeren Kräften auf.


347

200000 Zugkraft [N]

Schlupfgrenze beladen 150000 100% Zuladung 20% Steigung

100000

Kraft am Rad [N]

250000

15000 0% Zuladung 13000 0% Steigung 11000 9000 direkter Antrieb 7000 der Räder 5000 3000 180 230 280 330 380 Geschwindigkeit [km/h] Motorvolllast Leistungshyperbel

Schlupfgrenze leer 50000

0% Zuladung 20% Steigung

0% Zuladung 0% Steigung

0 0,00

20,00

40,00

60,00 80,00 Geschwindigkeit [km/h]

100,00

120,00

140,00

Abb. 8.6 Zugkraftdiagramm eines Lkw

hohe Ganganzahl und die große Spreizung ermöglichen sowohl hohe Zugkraft wie auch die Sicherstellung einer hohen Durchschnittsgeschwindigkeit. Der Motor kann dabei stets in einem verbrauchsgünstigen Bereich betrieben werden. Für den Einsatz der Fahrzeuge sind Einrichtungen für die sichere Geschwindigkeitswahl (Gangschaltung) und die Entlastung des Fahrers erforderlich. Einrichtungen zur Schaltungserleichterung, wie etwa Servoschaltungen oder Automatisierungen (AMT, AT) sind inzwischen Stand der Technik (Europa). Die neuesten Getriebeentwicklungen für Langstrecken-Lkw sind voll automatisiert und manuelle Schaltgetriebe sind eher Sonderausführungen. Bei automatisierten Handschaltgetrieben können in den Gangstufen auch Klauenschaltungen eingesetzt werden, da die Drehzahlangleichung am zu schaltenden Zahnrad mittels zentraler Getriebebremse und Motordrehzahlangleichung erfolgt [2]. Bei diesen Getrieben werden alle Schaltvorgänge mittels Aktuatoren (Druckluft oder E-Motor) ausgeführt, ebenso die Kupplungsbetätigung (vgl. Abschn. 4.6). Das Nutzfahrzeug ist auf hohe Zuladung bei begrenztem zulässigem Gesamtgewicht ausgelegt. Daher ist das Eigengewicht niedrig zu halten. Getriebe sollen bei niedrigstem Gewicht ein Höchstmaß an Spreizung und Drehmomentpotenzial erreichen. Nicht vom Einfluss von Sympathie und Emotionen wie die Anschaffung eines Pkw, sondern rein von praktischen Gründen wie Wirtschaftlichkeit und Einsatzzweck ist die Investition in ein Nutzfahrzeug geprägt. Bei Nutzfahrzeuggetrieben stehen neben den Investitionskosten (Anschaffung) die Betriebskosten stärker im Fokus, d. h., hohe Wirkungsgrade und geringe Wartungs- und Reparaturkosten sowie hohe Verfügbarkeit sind ein wichtiges Entwicklungsziel.

348

8

Tab. 8.1 B10 -Lebensdaueranforderungen für Lkw


Fahrzeugklasse Pkw Leichte Lkw Lkw Baustellen Lkw Kurzstrecke Lkw Langstrecke

Lebensdauer B10 (km) 150.000–180.000 250.000 400.000 600.000 1.200.000–1.600.000

Für den Antrieb von An- und Einbaugeräten werden Nebenabtriebe in die Getriebe integriert. Damit lassen sich z. B. Hydraulikpumpen und Mischtrommeln antreiben. Unterschiedliche Lastprofile ergeben sich aus der Einsatzart. Die Lastkollektive zeichnen sich durch einen hohen durchschnittlichen Leistungseinsatz und hohe Spitzenlasten aus. Die Bauteile müssen durch Technologie und hohe Bruchsicherheiten die geforderte Lebensdauer erreichen. Da die Lebensdaueranforderungen an Nutzfahrzeuge weit höher liegen als die eines Pkw, gilt dies auch für das Getriebe. Tab. 8.1 zeigt den Vergleich der erforderlichen Lebensdauer verschiedener Fahrzeugklassen. Unter B10 -Lebensdauer versteht man dabei die Lebensdauer, bis zu der 10 % der Getriebe eines Fertigungsloses eines bestimmten Getriebetyps ausgefallen sind. Bei Pkw liegt diese bei etwa 150.000– 180.000 km, während sie bei Nutzfahrzeugen je nach Marktanforderung und Einsatzgebiet zwischen 250.000 km und 1,2 Mio. km und teilweise noch höher (1,6 Mio. km) liegen kann [3]. Die Baugröße eines Nutzfahrzeuggetriebes wird durch den Achsabstand der Getriebewellen definiert. Dieser wiederum wird beeinflusst durch Gesamtübersetzung (Zahnradgrößen) Anzahl der Gangstufen (Anzahl der Zahnräder) Getriebeeingangs- und Ausgangsmomente (Einfluss auf Zahnraddefinition (Durchmesser, Breite) und Lagergrößen).

8.2.2

Dauerbremseinrichtungen

Aufgrund des großen Gewichts von Lkw (und anderen Nutzfahrzeugen) ist bei der Verzögerung des Fahrzeugs oder Bergabfahrt sehr viel kinetische Energie in Wärme umzuwandeln. Die Reibbremse stößt hiermit oftmals an ihre Leistungsgrenzen, d. h., sie wird überhitzt und ist großem Verschleiß ausgesetzt. Mit der Einführung eines dritten Bremssystems, einer nahezu verschleißfreien Dauerbremseinrichtung, entstehen bei der Auslegung der konventionellen Betriebsbremse zusätzliche Freiheitsgrade und die Streckenleistung wird erhöht. Insbesondere bei Bergabfahrten können höhere Geschwindigkeiten gefahren werden, ohne die Betriebsbremse zu überlasten.


349

Dauerbremseinrichtung

Primäre Anordnung

Sekundäre Anordnung

Retarder

Retarder

Motorbremse

Abb. 8.7 Einteilung der Dauerbremssysteme in einem Nutzfahrzeug

Abb. 8.8 Prinzip und Anordnung eines hydrodynamischen Retarders Füllpumpe

Steuerventil Rotor Stator Wärmetauscher

Hochtrieb

Abb. 8.7 zeigt die verschiedenen Varianten von Dauerbremseinrichtungen, einerseits durch die bedarfsgerechte Erhöhung des Motorschleppmoments, andererseits durch separate Dauerbremseinrichtungen, die Retarder genannt werden. Motorbremsen erhöhen das Motorschleppmoment, um Verzögerungsleistung für z. B. Bergabfahrten zur Verfügung zu stellen. Die unterschiedlichen Systeme wirken primär über Ladungswechsel oder Kompression mit gasförmigen Medien (Luft, Abgas). Im Hinblick auf die Getriebeauslegung sind die erhöhten Schubmomente und die entsprechenden Leistungen zu berücksichtigen. Retarder sind in der Lage, verschleißfrei die kinetische Energie eines Fahrzeugs in Wärmeenergie umzuwandeln und abzuleiten. Bei hydrodynamischen Kupplungen erfolgt der Aufbau des Bremsmoments über das Prinzip der Dralländerung eines Fluids und die Energieumwandlung durch Flüssigkeitsreibung. Elektromagnetische Retarder nutzen die elektromagnetische Flussänderung und den dem Wirbelstrom entgegenstehenden elektrischen Widerstand (Wirbelstrombremse). Die dissipierte Energie ist in beiden Fällen über geeignete Kühlsysteme an die Umgebung abzuführen. Abb. 8.8 zeigt das Prinzip eines hydrodynamischen Retarders. Bei Betätigung der Bremse wird eine der Bremsstellung entsprechende Ölmenge in den Schaufelraum ein-


Motor

Motor

8

Motor

350

Kupplung Kupplung Getriebe

Kupplung Getriebe

Getriebe

Primär Retarder

Sekundär Retarder

Sekundär Retarder Off-Line

Abb. 8.9 Anordnungsmöglichkeiten eines Retarders im Antriebsstrang

gebracht. Das Bremsmoment wird über den Füllungsgrad des Retarders gesteuert. Der Rotor beschleunigt das Öl, welches sich am Stator abstützt und so eine Bremswirkung auf die Rotorwelle erzeugt. Hydrodynamische Kupplungen funktionieren nicht bei Stillstand und nur begrenzt bei geringen Drehzahlen. Als Betriebsbremse sind sie daher ebenso wie elektromagnetische Retarder ungeeignet. Je nach Anordnung des Retarders im Antriebsstrang unterscheidet man zwischen Primärretarder und Sekundärretarder, bei letzterem wiederum zwischen In-Line- und OffLine-Retarder (Abb. 8.9). Für den Primärretarder ergibt sich ein gangabhängiges Bremsmoment am Rad, das mit kleiner werdendem Gang proportional zur Übersetzung steigt. Primärretarder sind daher schon bei kleinen Geschwindigkeiten effektiv. Mit steigender Geschwindigkeit jedoch sinkt das mögliche Bremsmoment aufgrund der Übersetzungen des Getriebes erheblich. Die Sekundärretarder sind nach dem Getriebe verbaut und damit unabhängig von den Übersetzungsänderungen des Getriebes. Aufgrund der fehlenden Getriebeübersetzungen müssen sie ein höheres Moment abstützen können. Dies gilt insbesondere für die InLine-Retarder, die zwischen Getriebe und Achsgetriebe ohne weitere Übersetzungsstufen angeordnet sind. Werden Übersetzungsstufen zur Anbindung des Retarders verwendet, nennt man diesen Off-Line-Retarder. Abb. 8.10 zeigt das Bremsmoment bezogen auf die Gelenkwelle über der Gelenkwellendrehzahl. Da die Bremsleistung erheblich höher als die Antriebsleistung ausgelegt wird, ist auch die Kühlung des Mediums der Dauerbremseinrichtung entsprechend zu dimensionieren. Die Kapazität des Kühlkreislaufs gilt daher als Grenze für die stationäre Bremsleistung.


351

Gelenkwellen-Bremsmoment MGW [Nm]

4000 PrimärRetarder

3500

Kühlleistungsgrenze 300 kW Sekundär-Retarder (max. Bremsmoment)

3000 2500 2000 1500 1000 500

Sekundär-Retarder (min. Bremsmoment)

0 0

500

1000

1500

2000

2500

Gelenkwellendrehzahl nG [1/min]

Abb. 8.10 Bremsmomente hydrodynamischer Retarder in Abhängigkeit von der Wellendrehzahl

Der Voith-Aquatarder in Abb. 8.11 verfügt über keinen Ölkreislauf. Er ist stattdessen in den Kühlkreislauf des Motors eingebunden und nutzt die Kühlflüssigkeit als Betriebsmedium. Abb. 8.11 Aquatarder (Voith)

352

8


Abb. 8.12 Intarder (ZF Friedrichshafen)

Ein weiteres Beispiel ist der Intarder von ZF (Abb. 8.12). Dieses System ist am Getriebeende integriert und nutzt dessen Öl-Kühl-Kreislauf. Durch die Verwendung einer Übersetzung zur Anbindung handelt es sich um einen Sekundärretarder in Off-LineAnordnung.

8.2.3 Auslegungshinweise für Lkw-Getriebe Die wichtigsten Bauteile sind Gehäuse (zur Gewichtsreduzierung meist aus Aluminiumlegierungen), Wellen, Zahnräder (hochlegierte Stähle, einsatzgehärtet) und Präzisionslager für Wellen, Räder und Schaltelemente. Zentrale Schaltelemente sind Hochleistungs-Reibungssynchronisationseinheiten, die wegen der großen Kupplungsscheiben im Lkw und den Drehmassen im Getriebe hohe Wärmebelastungen beim Schalten aushalten müssen. Die Synchronreibflächen sind daher mit nicht schmelzenden Metallen (Mo) oder Belägen aus Kompositmaterialien ausgestattet. Zur Schalterleichterung für den Fahrer sind die Gangschaltungen auch oft mit einer Luftdruckunterstützung ausgestattet. Die Umschaltungen der Eingangsgruppen und der Bereichsgruppen erfolgen immer über Druckluft mittels der Getriebestelleinheit. Die Anforderungen an die Lebensdauer von Bauteilen und Funktionen sind sehr hoch, deshalb ist es wichtig, Maßnahmen zu definieren, um diese erfüllen zu können. Eine wesentliche Komponente für Funktion und Erreichung der Lebensdauer ist eine geeignete Schmierung (Druckschmierung). Öle mit höherer Tragfähigkeit (erreichbar durch entsprechende Additive) mindern die Reibung und verzögern somit den Verschleiß. Auch eine Kühlung des Schmiermittels wird oft zur Lebensdauersteigerung eingesetzt. Alle großen Hersteller für Getriebe haben heute ausgefeilte modulare Konzepte. Denn für moderne Motoren mit hohen Drehmomenten gilt, dass der Drehzahlbereich für niedrigen Verbrauch größer ist und daher weniger Schaltstufen ausreichen können. Daher kann z. B. in den Bauraum eines 16-Gang-Getriebes eines mit 12 Gängen und entsprechend höherer Drehmomentkapazität eingebaut werden. Ein derartiges Vorgehen erlaubt die Erstellung von modularen Bauformen. Der Vorteil modularer Konzepte ist die Möglichkeit


353

mit einer kleineren Bauteileanzahl ein großes Spektrum an Getriebevarianten zur Bedienung vieler Kunden zu erreichen.

8.2.4 Ausführungsbeispiele von Lkw-Getrieben Fahrzeugleistung und Fahrzeugart sind die maßgeblichen Faktoren für die Wahl des Getriebes. Tab. 8.2 zeigt schematisch Anhaltswerte für typische Anwendungen von LkwGetrieben in jeweiligen Sektoren (dabei ist mit EPS eine elektropneumatische Schaltung bezeichnet). Hohe Anforderungen an Zugkraft (Steigleistung, Anfahren) und Endgeschwindigkeit erfordern Getriebe mit hohem Gesamtübersetzungsbereich. Verbrauchsoptimiertes Fahren erfordert kleine Getriebeabstufungen. In Kombination der Anforderungen werden Getriebe mit vielen Gangstufen benötigt. Durch Zusammenschalten von mehreren Teilgetrieben zu einem Gesamtsystem kann die Anzahl der einzelnen Zahnradpaarungen auf ein Minimum beschränkt werden und es entstehen dadurch sogenannte Bereichsgetriebe. Sie gewährleisten die erforderliche Spreizung und Ganganzahl. Der Getriebeaufbau besteht dabei aus einem 1- oder 2-stufigen Eingangsteil (10 , 20 ), einem 3- oder 4-stufigen Hauptgetriebe (Geschwindigkeitsteil) und einem 2-stufigen Bereichsteil (S mit Durchtrieb oder L mit hoher Übersetzung). Damit können nun 9-, 12oder 16-Gang-Getriebe dargestellt werden. Der Eingangs- und der Geschwindigkeitsteil werden zweimal durchlaufen, im Bereich Low (L) und im Bereich High (S). Dies führt zu einer hohen Leistungsdichte entsprechend der kurzen Bauweise und dem hohen Nutzungsgrad der Zahnradsätze. Abb. 8.13 und 8.14 zeigen den Aufbau eines Bereichsgetriebes. Abb. 8.15 zeigt die Eigenschaften der Split- und der Rangegruppe sowie die Gangabfolge anhand eines konstruktiven Beispiels [2, 4] mit 12 Stufen. Um die Momenten- und Drehzahlunterschiede innerhalb des Getriebes möglichst gering zu halten, werden bei den Mehrbereichs- oder Gruppengetrieben die kleinen Stufensprünge im vorderen Teil (nahe zum Motor) und die größeren im hinteren Teil (am Ausgang) angeordnet. Bei Lkw-Anwendungen werden die Getriebe üblicherweise mit geometrischer Stufung (' D konst) ausgeführt, der kleinste Stufensprung ' gilt für die Splitgruppe. Die Anzahl der insgesamt verfügbaren Übersetzungsstufen ergibt sich aus

Tab. 8.2 Lkw-Kategorien und Getriebearten Lkw-Gesamtgewicht (t) < 7,5 < 16 > 16 40 (Zug) 40 (Baustelle)

Getriebeart MT (AMT) MT (AMT) MT (AMT) MT (AMT) MT (EPS-AMT)

Gänge 6 6/9/12 12/14/16 12 12/14/16

Gesamtübersetzung >7 > 7/12/13 12/15/17 12 12/15/17

Schaltsprung ca. 1,5 1,5/1,4/1,25 1,24/1,24/1,2 1,24 1,24/1,24/1,2

354

8 a

Getriebeanwendungen außerhalb des Pkw-Bereichs b

3

2

1

L 3

R 1´

2

1

S

R

2´

Abb. 8.13 Aufbau eines Mehrbereichsgetriebes. a Hauptgetriebe, b Hauptgetriebe erweitert mit Vorschaltgruppe und Nachschaltgruppe

Abb. 8.14 Bereichsgetriebe ausgeführt als automatisiertes Handschaltgetriebe [2]

dem Produkt der Stufenzahlen der jeweiligen Getriebebereiche nS D nSp nHG nRa :

(8.2)

Im Zentrum steht das Hauptgetriebe mit seinen nHG Stufen und dem Stufensprung ' nSp . Die Spreizung des Hauptgetriebes ist ' nSp .nHG 1/ . Aufgabe der Splitgruppe ist das Verdichten der Gangfolge. Der Stufensprung im Splitgetriebe ist ', also im gezeigten Beispiel – mit zwei Stufen in der Splitgruppe – die Quadratwurzel des Stufensprungs des Hauptge-


355

18

1,8

16

1,6

14

1,4

12

1,2

10

1,0

8

0,8

6

0,6

4

0,4

2

0,2

0

0,0 8. Gang 10. Gang 12. Gang

Stufensprung

Übersetzung

a) Hauptgetriebe

18

1,8

16

1,6

14

1,4

12

1,2

10

1,0

8

0,8

6

0,6

4

0,4

2

0,2

0

2. Gang 4. Gang

Stufensprung

Übersetzung

b) Hauptgetriebe und Rangegetriebe

0,0 6. Gang 8. Gang 10. Gang 12. Gang

18

1,8

16

1,6

14

1,4

12

1,2

10

1,0

8

0,8

6

0,6

4

0,4

2

0,2

0,0 0 1. Gang 3. Gang 5. Gang 7. Gang 9. Gang 11. Gang 2. Gang 4. Gang 6. Gang 8. Gang 10. Gang 12. Gang

Abb. 8.15 Übersetzungen und Stufensprünge eines Mehrbereichsgetriebes

Stufensprung

Übersetzung

c) Gesamtes Gruppengetriebe

356

8


triebes. Die Spreizung wird durch die Einführung der Splitgruppe geringfügig um ' nSp 1 erhöht, sie beträgt dann ' nSp nHG 1 . Die Rangegruppe ist verantwortlich für die Erweiterung der Gangfolge. Dies wird dadurch erreicht, dass der Übersetzungssprung in der Rangegruppe so groß ist wie die Spreizung des Hauptgetriebes multipliziert mit dem Stufensprung des Hauptgetriebes, also ' nSp nHG . Damit wird gewährleistet, dass es keine Überlappung von Gängen gibt und auch der Sprung durch die Umschaltung der Rangegruppe zu der großen Übersetzung bei gleichzeitigem Wechsel in Hauptgetriebe und Splitgruppe in die kleinsten Übersetzungen (ausgehend von den größten) der konstante Stufensprung ' erhalten wird. Abb. 8.15 zeigt die Übersetzungen eines 12-Gang-3-Gruppen-Getriebes. Entsprechend dem in Abb. 8.13 gezeigten Aufbau hat das Hauptgetriebe die in Abb. 8.15a dargestellten Übersetzungen. Mit Hilfe der Rangegruppe werden die Übersetzungen des Hauptgetriebes nochmals nutzbar, die zusätzlichen Übersetzungen sind in Abb. 8.15b ergänzt. Die Splitgruppe ist für die nochmalige Unterteilung der Übersetzungen verantwortlich, womit sich die in Abb. 8.15c zusätzlich eingeführten Gänge ergeben. Die Verbindung der Stufensprünge ergibt entsprechend der geometrischen Stufung annähernd eine Gerade.4 In den sogenannten Emerging Markets werden eher Handschaltgetriebe mit weniger Gängen verwendet, die Einsatzbedingungen sind oft sehr anspruchsvoll und durch Überladung der Fahrzeuge geprägt. Mit dem Ausbau der Transportwege und der damit einhergehenden Einführung von höheren Leistungen ergibt sich auch hier der Trend hin zu Bereichsgetrieben, Schalterleichterungen (Servoschaltungen) und Automatisierungen (AMT) [5]. Die Frage drängt sich auf, warum dieses Prinzip nicht auch bei Pkw eingesetzt wird. Ein 6-Gang-Getriebe würde den Verbau eines 2-Split- und 3-Gang-Getriebes erfordern, das sind 5 verbaute Gänge. Die Einsparung wäre demnach lediglich eine Zahnradpaarung. Tatsächlich gab es eine Anwendung in der ersten Generation des Smart Fortwo [6]. Wesentlicher Nachteil ist, dass die im Pkw-Bereich etablierte und gewünschte Progression der Stufensprünge nicht darstellbar ist (vgl. Abschn. 1.5).

8.3

Busgetriebe

Für Busse ist gegenüber den Lkw-Anwendungen eine andere Antriebsstrangkonfiguration etabliert. Die VKM werden im Fahrzeugheck verbaut und treiben die Hinterachse an, das gilt auch für Gelenkbusse. Busse gliedern sich nach ihren Einsatzzwecken in die Kategorien Stadtbusse, Überlandbusse und Reisebusse. Bei letzteren sind die Einsatzbedingungen klar die der Langstreckenfahrten mit hohem Anteil auf Autobahn und Landstraßen. Tab. 8.3 zeigt die drei Anwendungsfälle mit den eingesetzten Getriebebauarten und der bei der Auslegung verwendeten Höchstgeschwindigkeit xP max . 4 Die Abweichungen von dem theoretischen Wert ergeben sich aufgrund der Zähnezahlverhältnisse, wie in Abschn. 1.5 erläutert.

8.3 Busgetriebe Tab. 8.3 Einsatzzwecke und Getriebe von Bussen

357 Busbauart Stadtbus Überlandbus Reisebus

Getriebeart AT MT/AMT/AT MT/AMT

xP max (km/h) ca. 80 ca. 110 115–135

8.3.1 Anforderungen an Busgetriebe Busse weisen im Vergleich mit Lkw teils ähnliche, teils völlig differenzierte Anforderungen an das Getriebe auf. Die relative Zuladung von Bussen ist weitaus geringer als die eines Lkw (vgl. Abschn. 8.1). Während Überland-Linienbusse und Reisebusse sowohl Zugkraft (Anfahren, Steigung) als auch Höchstgeschwindigkeit fordern, ist für den Regionalverkehr (Stadtbusse) die Zugkraft vorrangig, die Geschwindigkeiten bleiben gering. Gegenüber Lkw-Anwendungen gelten höhere Anforderungen an die Schaltqualität, die von allen Passagieren wahrgenommen wird. Dies gilt insbesondere für die Busse im Linieneinsatz, bei denen eine Vielzahl von Anfahrten und Schaltungen – eben nach jeder Haltestelle – auftreten. Somit werden für Stadtbusse in den entwickelten Märkten nahezu ausnahmslos Automatikgetriebe eingesetzt. Für Reisebusse kommen üblicherweise Handschaltgetriebe oder automatisierte Schaltgetriebe zum Einsatz. Tab. 8.3 zeigt eine Übersicht der eingesetzten Getriebearten und der maximalen Fahrgeschwindigkeiten. Mit Ausnahme von Kleinbussen werden Dauerbremseinrichtungen verwendet. Die schon erwähnte Konfiguration eines Heckantriebs in Längsbauweise ermöglicht den Einsatz gleicher oder sehr ähnlicher Getriebe wie bei Lkw. Aufgrund der großen Entfernung zum Fahrerplatz ist eine Automatisierung bzw. Servounterstützung eine feste Forderung. Die optimale Ausnutzung des Platzes für Fahrgäste wird angestrebt. Insbesondere bei Linienbussen ist im Hinblick auf die zu überwindende Stufe beim Ein- und Ausstieg eine niedrige Bauform angezeigt – hier spricht man von Niederflurbussen –, sodass der gesamte Antriebsstrang sehr flach bauen muss. Entsprechend kommen auch niedrig bauende Achsgetriebe zum Einsatz, die als separate Einheiten ausgeführt sind. Im Hinblick auf Verbrauch und Zuladung wird ein hoher Wirkungsgrad und geringes Gewicht angestrebt. Die häufigen Anfahrten im Linienverkehr müssen bei der Auslegung der Anfahrelemente und den zugehörigen Kühlsystemen berücksichtigt werden, die auch im Bereich des Fahrzeughecks angeordnet sind. Tab. 8.4 zeigt den Vergleich der erforderlichen Lebensdauer der verschiedenen Einsatzgebiete von Bussen. Stadtbusse akkumulieren aufgrund der niedrigen Durchschnittsgeschwindigkeit deutlich weniger Kilometer im Vergleich zu Bussen im Reise- oder Über-

Tab. 8.4 B10 -Lebensdaueranforderungen für Busse

Fahrzeugklasse Stadtbus Überlandbus Reisebus

Lebensdauer B10 (km) 400.000 1.000.000 1.000.000

358

8


landverkehr. In Betriebsdauer ausgedrückt, liegen die Werte deutlich näher beieinander. Selbstverständlich muss die Nutzung auf die einzelnen Übersetzungsstufen heruntergebrochen werden, um bei Auslegung und Erprobung die tatsächlichen Zyklenzahlen den Bauteilen und Baugruppen zuordnen zu können.

8.3.2 Ausführungsbeispiele von Busgetrieben Die Getriebe für Reisebusse weisen gegenüber den Getrieben bei mittelschweren Lkw Unterschiede bezüglich der Einbausituation auf. Abb. 8.16 zeigt ein automatisiertes Schaltgetriebe mit integriertem Retarder und 12 Gängen. Generell variiert die Anzahl der Gänge zwischen 4 (Stadtbus) und 12 bei Spreizungen von mindestens 4 bis hin zu ca. 12. Die im Bereich der Stadtbusse gebräuchlichen, konventionellen Automatikgetriebe lehnen sich von ihrer Struktur her an die im Pkw-Sektor eingesetzten Getriebe an, selbstverständlich in angepassten Dimensionen. Abb. 8.17 zeigt einen Stufenautomaten [7]. Alternativ dazu werden die DIWA-(Differential-Wandler-)Getriebe von Voith (Abb. 8.18) eingesetzt [8, 9]. Im Unterschied zu anderen Automatikgetrieben verwendet Voith beim DIWA-Getriebe in der kleinsten Fahrstufe eine Leistungsverzweigung, d. h., der Abtrieb ist über zwei Pfade mit dem Antrieb verbunden. Abb. 8.19 zeigt das Prinzipbild eines solchen Getriebes. Verwendet werden je drei Kupplungen und Bremsen, insgesamt vier Planetensätze und ein Wandler, der in der Mitte des Getriebes verbaut ist und entgegengesetzt zum Motor dreht. Die letzte Planetenstufe wird zur Drehrichtungsumkehr (Rückwärtsgang) verwendet, der die Leistungsverzweigung ebenfalls nutzt. Durch das Festbremsen der Pumpenseite des

Abb. 8.16 Busgetriebe ZF-AS Tronic (ZF Friedrichshafen)

8.3 Busgetriebe

359

Abb. 8.17 Busgetriebe Allison Torqmatic

Wandlers kann dieser bei entsprechender Kupplungsbetätigung in den oberen Gängen auch die Funktion der Dauerbremse erfüllen. Vor und nach dem Wandler sind jeweils zwei Planetensätze angeordnet. Der Planetenträger des ersten ist mit dem Hohlrad des zweiten verbunden. Im hinteren Teil ist das Hohlrad des linken mit dem Sonnenrad des letzten Planetensatzes verbunden. Die Planetenträger des allerersten und der beiden hinteren Planetensätze sind mit dem Abtrieb verbunden. Die Sonnenräder der beiden ersten Planetenstufen sind mit dem Pumpenteil des Wandlers verbunden. Der Turbinenteil wirkt auf das Sonnenrad der vorletzten Planetenstufe.

Abb. 8.18 Busgetriebe Voith DIWA

360

8 EK

DK

OK

Getriebeanwendungen außerhalb des Pkw-Bereichs PB

TB

P

RB

L

T

Antrieb

Abtrieb

Abb. 8.19 Schema des Voith-DIWA-Getriebes

Die drei Kupplungen verbinden die VKM mit unterschiedlichen Teilen der Planetensätze vor dem Wandler. Die Eingangskupplung (EK) ist mit dem Hohlrad der ersten Planetenstufe verbunden. Die Direktgangkupplung (DK) wirkt auf das Hohlrad der zweiten Planetenstufe und verbindet damit gleichzeitig mit der Abtriebswelle. Die Overdrivekupplung (OK) ist mit dem Planetenträger der zweiten Planetenstufe verbunden. Die vordere Bremse wirkt auf den Pumpenteil (P) des Wandlers und wird als Pumpenbremse (PB) bezeichnet. Die hinteren Bremsen wirken auf die Hohlräder der hinteren Planetenstufen. Zum Anfahren in Fahrtrichtung ist die Eingangskupplung geschlossen, über die erste Planetenstufe wird die Leistung verzweigt: Über den Planetenträger wird Leistung direkt an den Abtrieb übertragen. Das Sonnenrad treibt die Pumpe des Wandlers an. Dabei dreht der Wandler entgegen der Drehrichtung der VKM. Im Wandler wird hydrodynamisch Leistung an das Turbinenrad übertragen und er treibt das Sonnenrad des vorletzten Planetensatzes an. Dort werden die Leistungen zusammengeführt: das Hohlrad ist festgebremst und der Planetenträger mit dem Abtrieb verbunden. Der Verstärkungsfaktor des Wandlers und die Drehzahlen von An- und Abtrieb beeinflussen die Verteilung der Leistung entsprechend den Übersetzungen der beteiligten Planetenstufen auf die beiden Pfade. Tab. 8.5 Schaltmatrix des DIWA-Getriebes

Fahrstufe

Schaltelemente EK DK OK 1 (leistungsverzweigt) 2 3 4 R

PB

TB

RB (R) (R) (R)

8.4 Traktorgetriebe

361

Für die folgenden, rein mechanischen Fahrstufen werden die Sonnenräder der beiden ersten Planetenstufen festgebremst. Das Schließen jeweils einer Kupplung bedeutet eine Fahrstufe entsprechend der Schaltmatrix in Tab. 8.5. Die hinteren Bremsen sind dabei geöffnet. In diesen Fahrstufen kann durch Betätigen der Rückwärtsgangbremse der Wandler als Dauerbremse verwendet werden. Das hydrodynamische Moment zwischen Turbinenrad und festgebremstem Pumpenrad wird dissipiert und die Wärmeleistung über den Kühler abgeführt. Zum Reversieren werden die Rückwärtsgangbremse (RB) und die Eingangskupplung (EK) geschlossen, die übrigen Schaltelemente sind geöffnet. Analog zum ersten Gang wird die Leistung in der ersten Planetenstufe aufgeteilt. Dabei ist zu berücksichtigen, dass die Abtriebswelle nun auch entgegen der Drehrichtung des Motors dreht.

8.4 Traktorgetriebe Der Einsatzbereich von Traktoren kann entweder Straße (bis 40 oder 50 km/h) oder Feld sein und es muss allen landwirtschaftlichen Einsatzfällen Rechnung getragen werden. Die hohen Zugkräfte, viele Arbeitsgeschwindigkeiten zwischen 4 und 12 km/h sowie eine relativ hohe Endgeschwindigkeit erfordern eine große Getriebespreizung. Das Fahrzeuggewicht und der Widerstand angehängter Geräte, wie Pflug, Sämaschine, Ackerfräse oder Anhänger, bestimmen dabei die erforderliche Zugkraft und damit die Belastung des Getriebes. Durch die hohe Funktionalität und den damit verbundenen Entwicklungs- und Bauteilaufwand machen die Getriebekosten etwa 30 % der Gesamtkosten eines Traktors aus. Ein Gewichtsunterschied zwischen leerem und beladenem Zustand wird zusätzlich durch Ballast oder aufgesattelte Geräte erzeugt. Die Getriebe sind daher immer einer Gewichtsklasse (mit mehreren Motorausstattungen) zugeordnet. Tab. 8.6 gibt einen Überblick über in verschiedenen Leistungsbereichen verwendete Getriebeprinzipien. Die Antriebsstrangkonfiguration von Traktoren ist die Längsanordnung, der Hauptantrieb erfolgt über die Hinterachse, der Allradantrieb ist aber weit verbreitet und zur optimalen Zugkrafterreichung bei Fahrzeugen mit > 70 kW obligatorisch. Getriebe und Hinterachse sind eine Baueinheit, die meist auch gleichzeitig das Fahrzeugchassis darstellt. In der Hinterachse sind Differential, Bremsen und der Antrieb für die Vorderachse integriert.

Tab. 8.6 Traktorgetriebe in verschiedenen Leistungsbereichen Leistungsbereich (kW) < 40 50–70 75–140 > 100

Getriebebauart, Gänge

Hauptanwendung

Synchrongetriebe, < 12 Synchrongetriebe/Teillastschaltgetriebe, 16–24 Teil-/Volllastschaltgetriebe Teil-/Volllastschaltgetriebe und Stufenlosgetriebe

universell Grünland/Acker Feld und Transport Feld und Transport

362

8


8.4.1 Anforderungen an Traktorgetriebe Die Anforderungen an die Lebensdauer sind mit etwa 10.000–20.000 Gesamt-Arbeitsstunden gegeben. Jeder Gewichts- und Leistungsklasse sowie Einsatzart sind unterschiedliche Lastkollektive zuzuordnen. Aus den Lastkollektiven können die Belastungsanforderungen an das Traktorgetriebe abgeleitet werden. Der besondere Einsatz für Feldarbeiten und für Transport erfordert vom Betreiber Kenntnisse über die arbeitsspezifische Geschwindigkeitswahl und den optimierten Energieeinsatz (d. h. Treibstoffverbrauch). Die Anpassung der Zugkraft im Feldbetrieb erfordert besondere Schalteinrichtungen. Für den schweren Zug und zur Erreichung hoher Flächenleistungen auf dem Acker werden im höheren Leistungsbereich (> 50 kW) Lastschaltgetriebe eingesetzt. Die Zugkraftunterbrechung bei einer Schaltung würde das Fahrzeug bei der Feldarbeit so stark verzögern, dass eine Weiterfahrt in dem an sich passenderen Gang nicht möglich ist (vgl. Zugkraftlücke und Leistungslücke in Abschn. 1.5.2). Nur durch den Einsatz von Lastschaltungen kann der Gangwechsel erfolgen und ein günstigeres Übersetzungsverhältnis verwendet werden. Die Motivation dafür kann sowohl eine Lastpunktverschiebung im Hinblick auf besseren Kraftstoffverbrauch als auch die Erzielung einer optimalen Fahrgeschwindigkeit sein. Auch kann bei der Feldarbeit durch die Topographie oder den sich ändernden Leistungsbedarf am Nebenabtrieb der angebauten Maschinen der Leistungsbedarf variieren, sodass eine Änderung der Übersetzung erforderlich wird. Im Unterschied zu den lastschaltenden Pkw-Getrieben sind dabei nicht notwendigerweise alle Fahrstufen durch Lastschaltungen erreichbar. Die typischerweise eingesetzten Gruppengetriebe (vgl. Abschn. 8.2) sind so aufgebaut, dass Übersetzungswechsel in der Splitgruppe als Lastschaltungen ausgeführt sind und eine Wendegruppe zum Einsatz kommt, die je eine separate Kupplung für Vorwärts- und Rückwärtsfahrt aufweist. Letzteres ermöglicht komfortable Richtungswechsel, z. B. bei dem Einsatz von Frontladern (vgl. Abb. 8.23). Stufenlosgetriebe werden für Arbeiten im Feld und Transport sehr geschätzt, für den Fahrer entsteht der Eindruck der Stufenlosigkeit vom Stillstand bis zur Endgeschwindigkeit. Entsprechende Getriebe kombinieren hydraulische (hydrostatische) und mechanische Leistungsübertragung, bei letzterer kommen regelmäßig mehrere diskrete Stufen zum Einsatz. Die Stufenwechsel erfolgen in den relevanten Fahr- bzw. Betriebsbereichen ohne Zugkraftunterbrechung. Im Leistungsbereich über 100 kW werden zunehmend Stufenlosgetriebe gewünscht, vor allem dann, wenn unterschiedlichste Aufgaben zu bewerkstelligen sind, z. B. ein hoher Transportanteil. Traktoren sind oft mit Arbeitsgeräten verbunden, die zum Teil auch Antriebe benötigen. Für den Geräteantrieb sind Traktorgetriebe mit Nebenantrieben ausgestattet, z. B. mit einer Zapfwelle am Heck des Fahrzeugs, mit bis zu vier Drehzahlen, die in festem Bezug zur Motordrehzahl stehen. Viele Traktoren (> 50 kW) sind mit einer angetriebenen Lenkach-

8.4 Traktorgetriebe

363

se ausgestattet (Allradtraktoren). Im Unterschied zu Pkw- oder Lkw-Anwendungen ist beim Antrieb der Vorderachse aufgrund der Radgrößenunterschiede zwischen vorn und hinten auch die Übersetzung entsprechend anzupassen. Das Zuschalten dieser Antriebe erfolgt über nasse Lamellenkupplungen. Einige Spezialanwendungen benötigen sehr geringe Kriechgeschwindigkeiten von bis zu ca. 300 m/h. Sie werden durch Sonderzusatzgetriebe erreicht.

8.4.2 Getriebe als Teil der Tragstruktur Traktorgetriebe sind meist auch gleichzeitig Fahrzeugchassis. Das Getriebe vereinigt Schaltgetriebe, Zapfwellenantrieb, Achsantrieb und Bremse in einem Gehäuseverbund mit dem Motor und der Vorderachse (vgl. Abb. 8.20). Das Getriebe ist in der Lage, das Gewicht des Traktors und seiner Lasten zu tragen. Geräte oder Anhänger können angekoppelt oder gezogen werden. Das Traktorgetriebe bestimmt weitgehend das Gesamtgewicht, weil es die Funktion des Getriebes und Chassis sowie die Bereitstellung der notwendigen Stabilität zur Aufnahme der Gerätegewichte und Zuglasten vereint. Die Dimension dieser Bauteilgruppe in Relation zum Gesamtfahrzeug ist in Abb. 8.21 leicht zu erkennen.

Getriebe mit integrierter Hinterachse Hydraulikmodul

Motor

Abb. 8.20 Antriebsstrang eines Traktors (Fahrzeugchassis)

364

8


Abb. 8.21 Traktorlängsschnitt mit Antriebsstrang

8.4.3 Ausführungsbeispiele von Traktorgetrieben Abb. 8.22 zeigt ein Traktorgetriebe mit Lastschaltung [10], ein entsprechendes Schema ist in Abb. 8.23 gegeben. Es handelt sich um ein Getriebe mit 3 Lastschaltstufen und insgesamt 24 Vorwärts- und 8 Rückwärtsgängen. Darüber hinaus ist eine Einheit für Kriechgänge integriert. Für den Antrieb von Arbeitsmaschinen stehen ein vierstufiger Zapfwellenantrieb und zusätzlich, für fahrgeschwindigkeitsproportionalen Antrieb von Nebenaggregaten, eine sogenannte Wegzapfwelle, die mit dem Abtrieb über eine Klauen-

Abb. 8.22 Beispiel eines Lastschaltgetriebes

8.4 Traktorgetriebe

365 Z1 Z2

1

2

Z4 Z3

4

3

Zapfwelle Rad

KL KD

Motor DS ZK

HK S

F

KR KH N

VorderK achse

WZ Rad

Wegzapfwelle

Abb. 8.23 Schema eines Traktorgetriebes mit 3 Lastschaltstufen und Kriechstufe

schaltung verbunden wird, zur Verfügung. Das Differential ist mit einer Sperreinrichtung (DS) versehen, in die Achse ist eine weitere Übersetzung in Form einer Planetenstufe integriert.5 Das Hauptgetriebe hat vier Stufen, die über Synchronisationseinheiten geschaltet werden. Eine weitere Synchronisationseinheit erlaubt das Umschalten zwischen Feld- (F) und Straßenbetrieb (S). Letzterer wird durch die Verbindung zwischen Vorgelegewelle des Hauptgetriebes mit der Abtriebswelle gewählt. Im Falle des Feldbetriebs wird am festen Rad des 3. Gangs über eine weitere Vorgelegewelle das Moment nochmals übersetzt. In diesem Zweig ist die zusätzliche Kriechstufe integriert, die ebenfalls durch zwei Zahnradstufen realisiert ist. In sie wird mit einer Klauenschaltung umgeschaltet. Der Abtrieb erfolgt an die Hinterachse direkt über eine Kegelradstufe an den Differentialkorb. Vor dem Kegelradritzel wird mit einer Stirnradstufe die Verbindung zur angetriebenen Lenkachse hergestellt. Das Rad dieser Stufe wird durch eine nasse Lamel-

5

Aus darstellungstechnischen Gründen ist die Radbremse zwischen Differential und Planetenstufe in Abb. 8.23 nicht dargestellt.

366

8


lenkupplung an die Abtriebswelle zur Vorderachse verbunden. Von dieser Abtriebswelle weg wird auch die Wegzapfwelle über eine Klauenschaltung (WZ) zugeschaltet. Vor der Fahrkupplung (HK) befindet sich die Lastschalt- und Wendegruppe. Mit vier nassen Lamellenkupplungen und insgesamt acht Stirnrädern werden drei Vorwärts- und eine Rückwärtsstufe realisiert. Sie sind auf der Hauptwelle, einer Nebenwelle und einer Zwischenwelle angeordnet. Die mittlere Fahrstufe wird direkt übersetzt, Kupplung (KD) stellt die Verbindung her. Die langsame Fahrstufe verwendet die Zwischenwelle und Kupplung (KL). Die Übersetzung ins Schnelle erfolgt über die Nebenwelle und die dortige Kupplung (KH). Durch die Kupplung (KR) wird der Reibschluss für den Rückwärtsgang hergestellt. Das vordere Ritzel der Nebenwelle kämmt mit dem Rad der Zwischenwelle und ist darüber mit dem Eingang des Hauptgetriebes verbunden. Durch das gesamte Getriebe führt eine Welle. Von dieser wird das Moment durch eine der Kupplungen von Lastschalt- und Wendegruppe über die Hauptkupplung dem Schaltgetriebe zugeführt. Am Ende dieser Welle ist die Zapfwellenkupplung angeordnet, die über vier mögliche klauenschaltbare Stufen (Z1–Z4) das Antriebsmoment an die Heckzapfwelle weiterleitet. Als weiteres Beispiel für Traktorgetriebe zeigt Abb. 8.24 ein stufenloses Getriebe mit hydrostatischem Leistungszweig [11]. Das Getriebe verfügt über zwei unterschiedliche Geschwindigkeitsbereiche. Abb. 8.25 zeigt die Getriebestruktur.

Abb. 8.24 Leistungsverzweigtes stufenloses Vario-Getriebe

8.4 Traktorgetriebe

367 Z1

Z2

Zapfwelle

Rad

Motor

ZK

DS

S

F

Vorderachse Rad

Abb. 8.25 Struktur des stufenlosen Vario-Getriebes

Die Eingangsleistung wird zum Planetensatz übertragen. Über den Planetenträger verzweigt die Leistung über das Sonnenrad auf den mechanischen Teil sowie über das Hohlrad auf den hydraulischen Teil. Im hydraulischen Zweig treibt das Hohlrad mittels einer Zahnradstufe eine Verstellpumpe an (Axialkolbenpumpe), diese betreibt zwei auf einer Welle liegende, verstellbare Hydromotoren, die wiederum ihre Leistung auf die Summierwelle übertragen. Die Verstellpumpe und die Hydromotoren sind jeweils in Schrägachsenbauart ausgeführt (vgl. Abschn. 4.5). Die mechanische Teilleistung wird über die Planeten zum Sonnenrad und weiter über eine Zahnradstufe zur Summierwelle übertragen, die die Leistungen beider Zweige wieder zusammenführt. Über die Fahrbereichsschaltung wird die Antriebswelle angetrieben, die über ein Kegelritzel direkt mit dem Differential bzw. über eine Stirnradstufe mit der Kupplung für den Allradantrieb verbunden ist. Der Planetenträger treibt ohne weitere Übersetzung auch den Zapfwellenantrieb für die Anbaugeräte an. Die hydrostatische Leistungsübertragung ermöglicht eine stufenlose Übersetzung, zum Anfahren wird die maximal mögliche Wandlung genutzt. Die Regelung des hydraulischen

368

8


Kreises erfolgt über die Schwenkung der Pumpe und die damit verbundene Änderung des Fördervolumens. Die Auslegung der Getriebe berücksichtigt den mit der Drehzahl abnehmenden Wirkungsgrad der hydraulischen (hydrostatischen) Leistungsübertragung (Strömungs- und Leckageverluste). Entsprechend wird bei niedrigen Fahrzeuggeschwindigkeiten ein hoher Leistungsanteil hydraulisch übertragen. Mit steigender Geschwindigkeit nimmt der Leistungsanteil im mechanischen Pfad zu. Bei maximaler Geschwindigkeit wird die Leistung zu 100 % mechanisch übertragen, der Schwenkwinkel der Verstellpumpe ist dabei null.

8.5 Motorradgetriebe Bei Motorrädern ist der Antriebsstrang im Allgemeinen zwischen den Rädern angeordnet. Der Radantrieb erfolgt meist über Ketten, aber auch Riemen und Gelenkwellen kommen in Einzelfällen zum Einsatz. Am weitesten verbreitet ist die Einbaulage quer zur Fahrrichtung. Üblicherweise sind Motor und Getriebe in einem gemeinsamen Gehäuse verbaut. Im Allgemeinen unterteilt man Motorradgetriebe in zwei Gruppen: konventionelle, manuelle Schaltgetriebe automatische oder automatisierte Getriebe

8.5.1

Anforderungen an Motorradgetriebe

Für Motorradgetriebe gelten folgende Grundsätze [12]:

geringes Gewicht niedrige Massenträgheit kleiner Bauraum hohe Drehzahl verhältnismäßig geringes Moment

Der gesamte Antriebsstrang muss zwischen den Beinen des Fahrers platziert werden können und darf daher nicht zu breit sein. Ein breiter bauendes Getriebe nimmt nicht nur mehr Platz ein, es ist auch zwangsläufig schwerer. Besondere Anforderungen werden an Öle gestellt, die in Motorrädern mit integriertem Motor- und Getriebegehäuse verwendet werden, sie müssen sowohl die Schmierung des Motors als auch die des Getriebes gewährleisten. Zusätzlich muss das Öl auch für den Einsatz in der Kupplung geeignet sein. Um den verschiedenen Anforderungen gerecht zu werden, muss daher ein Kompromiss bei der Entwicklung des Schmierstoffs gefunden werden, der die Forderungen aller drei Baugruppen in bester Art und Weise erfüllt.

8.5 Motorradgetriebe

8.5.2

369

Ausführungsbeispiele mit Fußbetätigung

Im Allgemeinen werden geradverzahnte Stirnradgetriebe in Zweiwellenbauweise verwendet, in der grundsätzlich alle Zahnräder immer im Eingriff sind. Der Einsatz von Synchronisierungen würde den Wirkungsgrad verschlechtern, die Baulänge vergrößern und das Gesamtgewicht erhöhen. In Abb. 8.26 ist ein Schnitt durch eine typische Einheit von Motor und Getriebe eines Motorrads gezeigt. Die enge Aneinanderreihung von Getriebe, Kupplung und Motor ist gut zu erkennen. Typischerweise wird eine erste Übersetzungsstufe zwischen Kurbelwelle und Kupplungsglocke realisiert. Dazu wird eines der Ausgleichsgewichte der Kurbelwelle zu einem Ritzel erweitert, das in einen Zahnkranz auf der Kupplungsglocke eingreift. Zum Einsatz kommen nasse Lamellenkupplungen (vgl. Abschn. 3.6), die die Forderung nach niedriger Trägheit erfüllen. Sie werden von Hand betätigt. Die Klemmkraft wird durch Federn aufgebracht und analog zum Pkw mit Handschaltgetriebe wird die Kupplung durch das Ziehen am Kupplungshebel geöffnet. Das Betätigungssystem ist am Gehäuse angebracht. Die Gänge werden sequentiell von drehfest gelagerten, aber axial verschiebbaren Schaltklauen geschaltet, die meist in einer integrierten Konstruktion als Verschieberad ausgeführt sind. Die Verschieberäder werden von kulissengeführten Schaltgabeln axial verschoben, bis sie mit den Klauen in den entsprechenden Fenstern der Zahnräder einrasten. Dabei werden die Losräder mit der Welle gekoppelt. Der Schaltvorgang kann ohne Synchronisierung erfolgen, weil die zu beschleunigenden Massenträgheiten entsprechend klein sind und auftretende hohe Schaltgeräusche toleriert werden. Abb. 8.27 zeigt einen

Abb. 8.26 Schnitt durch Motor und Getriebe der BMW S1000RR (BMW)

370

8


Verschieberäder mit Klauen

Schaltgabeln

Schaltwalze mit Kulissen

Abb. 8.27 Schnittbild eines Motorradgetriebes

Schnitt durch die Abtriebswelle eines konventionellen, manuellen Motorradgetriebes. Klar zu erkennen sind die kulissengeführten Schaltgabeln, die Verschieberäder mit den Klauen und die Fenster in den Zahnrädern, in denen die Klauen einrasten. Deutlich ist der Zahnkranz der Kupplungsglocke zu erkennen und das Kettenritzel am Ende der Abtriebswelle. Unten liegend ist die Schaltwalze dargestellt, in deren Kulissen die Schaltgabeln eingreifen. Auf einer gemeinsamen Achse sind zwei Schaltgabeln geführt, die in die Nuten der Verschieberäder eingreifen. Die Klauen an den Schieberädern und Taschen an den Festrädern sind ebenfalls zu erkennen.

Abb. 8.28 Schnitt durch Motor und Getriebe der BMW R75/5 (BMW)

8.5 Motorradgetriebe

371

Ausnahmen in der Konstruktion bilden etwa BMW mit der Boxer-Reihe (Abb. 8.28), ein Großteil der Harley-Davidson-Modelle und Moto Guzzi. Bei diesen Motorrädern ist das Getriebe in einem separaten Gehäuse mit eigenem Ölhaushalt verbaut. Teilweise werden in diesen Modellen auch schrägverzahnte Zahnräder verwendet. Dem Vorteil der Geräusch- und Vibrationsreduzierung steht der zusätzliche Aufwand in der Lagerung zur Aufnahme der auftretenden Axialkräfte gegenüber. Die Axialkräfte verhindern in Getrieben mit schrägverzahnten Zahnrädern auch den Einsatz von Verschieberädern. Abweichend vom Muster der Querbauform ist der Antriebsstrang der BMW R75/5 längs eingebaut. Das Separieren der Ölhaushalte ermöglicht auch die Verwendung einer Einscheiben-Trockenkupplung, die zwischen Kurbelwelle und Getriebeeingangswelle mit gemeinsamer Drehachse angeordnet ist.

8.5.3 Beispiele automatisierter Motorradgetriebe Vor allem für Motorrolleranwendungen mit kleinen 2-Takt- oder 4-Takt-Motoren, die einen Hubraum von 50 bis 800 cm3 haben, werden mit Stufenlosgetrieben ausgerüstet. Zum Einsatz kommen trocken laufende Riemen aus Gummi mit verstärkenden Fasern (Abb. 8.29). Meist wird diese Art des Antriebs als Triebsatzschwinge ausgeführt. Bei der Anwendung in Motorrollern erfolgt die kontinuierliche Regelung der Übersetzung vollmechanisch aus einer Kombination von Drehzahl und Drehmoment mittels Fliehkraftgewichten. Die Gewichte drängen mit steigender Drehzahl nach außen und drücken die axial verschiebbare und mit Federn belastete Riemenscheibe gegen die axial feststehende. Der verwendete Riemen wird dabei auf einen größeren Radius auf der Primärseite gedrängt. Gleichzeitig verringert sich der Umschlingungsradius des Riemens am Abtrieb. Die Übersetzung wird mit steigender Drehzahl verkleinert. Durch das am Rad anliegende Drehmoment werden die Riemenscheiben der Sekundärseite über Rampen zusammengedrückt und damit wird die Übersetzung wieder erhöht. Durch die Kombination von Drehzahl und anliegendem Moment stellt sich automatisch eine passende Übersetzung ein, die sich kontinuierlich den vorherrschenden Bedingungen anpasst. Der schlechte Wirkungsgrad der Leistungsübertragung des trockenen Stufenlosgetriebes wird in Kauf genommen,

Abb. 8.29 Beispiel eines ausgeführten CVT-Getriebes

372

8


Abb. 8.30 Stufenlosantrieb der Aprilia NA 850 Mana (Aprilia)

Riemenscheibe

Riemen

ermöglicht es doch eine kostengünstige Ausführung, vor allem für kleine Motorroller. Im Bezug auf den Hilfsenergiebedarf ist die mechanische Anpressung vorteilhaft (vgl. Abschn. 3.9). Speziell in diesem Segment kommt es auf eine einfache Bedienung besonders in Hinblick auf den urbanen Fahrbetrieb an, weshalb diese Getriebeausführung sehr verbreitet ist. Abb. 8.30 zeigt eine Bauform eines trockenen Stufenlosgetriebes, dessen Verstellung durch elektromechanische Aktuatorik erfolgt. Es kommt in der Aprilia NA 850 Mana zum Einsatz. Im Normalbetrieb wird die Übersetzung kontinuierlich geregelt. Zusätzlich bietet dieses System die Möglichkeit, per Knopfdruck eine Gangschaltung zu simulieren. Dabei wird auf Anforderung des Fahrers die bewegliche Kegelscheibe axial um einen Wert verschoben, der einem vordefinierten Übersetzungssprung entspricht. Im Betrieb kann zwischen verschiedenen Betriebsmodi wie etwa Touring, Sport und Regen gewählt werden. Dabei wird die Regelstrategie entsprechend den jeweiligen Anforderungen, wie z. B. optimierter Kraftstoffverbrauch oder maximale Beschleunigung, angepasst.

5.

Kupplung 1. , 3. , 5. Gang

1.

Kupplung 2. , 4. , 6. Gang Primärantrieb 6. 2. 3. 4.

Getriebeausgangswelle

Abb. 8.31 Schnittmodell und Getriebeschema der Honda VFR 1200F (Honda)

8.6 Rennsportgetriebe

373

Eine ähnliche Ausführung, jedoch mit einem Hybrid-Ring (Metallglieder kombiniert mit Kevlar-Band), ist im Motorroller Suzuki AN650 Burgman zu finden, auch hier kann man zwischen zwei Automatik-Modi und einem manuellen Modus wählen. Eine weitere Ausnahme stellen automatisierte Schaltgetriebe, wie in der Yamaha FJR1300AS, dar. Ein erstes Doppelkupplungsgetriebe bietet Honda in der VFR 1200F seit dem Jahr 2010 an (Abb. 8.31). Wie auch bei Fuß-betätigten Motorradgetrieben werden die in zwei Gruppen angeordneten sechs Gänge mit Schieberädern ohne Synchronisationseinheiten geschaltet. Die doppelte, nass laufende Lamellenkupplung ist seriell angeordnet.

8.6 Rennsportgetriebe Im Rennsport werden immer noch Neuerungen in allen Technologiebereichen der Fahrzeuge motiviert und entwickelt, z. B. die Verwendung der ersten Doppelkupplungsgetriebe, wie an anderer Stelle schon erwähnt. Auch Hybrid-Fahrzeuge bilden inzwischen eigene Rennklassen. Je nach Rennklasse und der finanziellen Ausstattung kommen auch besondere Getriebe zum Einsatz. Die spezifischen Anforderungen richten sich nach den Regularien der jeweiligen Klasse, einige allgemeine werden im Folgenden gezeigt. Eigentlich gibt es nur ein Ziel im Rennsport: Vor allen anderen ins Ziel kommen. Das impliziert zwei wesentliche Forderungen: schneller sein und nicht ausfallen. Die Fahrzeug- und Rennklassen sind sehr verschieden. Von unveränderten Serienfahrzeugen über Einheitsfahrzeuge bis hin zu eigenen Entwicklungen für die jeweilige Rennserie. Da die technischen Lösungen stark von den Regularien und speziellen Anforderungen der verschiedenen Rennklassen abhängig sind, werden in den folgenden Abschnitten exemplarisch Getriebe der Formel 1 betrachtet.

8.6.1 Anforderungen im Rennsport Reduziert man die Anforderungen an Rennfahrzeuggetriebe auf das Wesentliche, gelangt man zu den Grundsätzen:

minimaler Leistungsverlust Ermöglichung maximaler Motorleistung in allen Fahrzuständen minimales Gewicht und niedriger Schwerpunkt geringste Trägheiten kürzeste Schaltzeiten einfachster Aufbau für Anpassungen und Wartung

Auf diese Grundsätze lassen sich alle Aspekte der Konstruktion eines Rennsportgetriebes zurückführen und sie sollten als allgemeine Anleitung bei der Entwicklung eines Getriebes

374

8


für den Einsatz in Rennfahrzeugen angewendet werden. Hervorzuheben ist ganz besonders der Grundsatz der Einfachheit. Es ist darauf zu achten, dass die einfachste Lösung angewendet wird. Je aufwendiger und komplizierter die Systeme werden, umso eher kann es zu Fehlern und Ausfällen kommen. Eine Reduktion der verwendeten Bauteile bedeutet gleichzeitig eine Reduktion von möglichen Fehlerquellen. Außerdem wird die Wartungsfreundlichkeit entschieden erhöht. Getriebe von Rennfahrzeugen werden besonders beansprucht. Sei es durch die hohe Leistung und das hohe Drehmoment der eingesetzten Motoren, sei es durch die teilweise sehr hohen Motordrehzahlen. Rennfahrzeuggetriebe müssen den Brückenschlag zwischen Erfüllung der geforderten Haltbarkeit und Übertragung der anliegenden Drehmomente bei möglichst geringem Gewicht schaffen. Wobei im Rennsportbereich zwischen Lebensdauer und Zuverlässigkeit unterschieden werden muss. Zuverlässigkeit ist eine gewisse Ausfallswahrscheinlichkeit in einer definierten Lebensdauer. Diese muss in diesem Zeitbereich sehr hoch sein. Die Haltbarkeit (Lebensdauer) ist oftmals nur für eine nach dem jeweiligen Reglement bestimmte Renndauer bzw. Anzahl von Rennwochenenden definiert, nach der das Bauteil gewechselt werden darf. Frühzeitige bzw. außerplanmäßige Getriebewechsel werden sanktioniert, meist mit einer Rückversetzung in der Startaufstellung. Niedriges Gesamtgewicht, die niedrige Schwerpunktlage und die geringen Massenträgheiten zählen zu den wichtigsten Anforderungen. Es wird dabei angestrebt, alle Bauteile so leicht wie möglich auszuführen und so tief wie möglich zu platzieren. Durch den Umstand, dass Bauteile, die für den Renneinsatz entwickelt werden, nach reduzierten Haltbarkeitsanforderungen ausgelegt sind, lässt sich im hohen Maß Material und somit Gewicht einsparen. Einen noch größeren Einfluss auf die technische Ausführung des Getriebes in der Formel 1 hat die Aerodynamik. Durch die hohen Anforderungen zur Unterstützung der aerodynamischen Eigenschaften der Motorabdeckung, das Anströmen des Heckflügels und Diffusors, muss das Getriebegehäuse im Heckbereich möglichst schmal sein und darf nicht zu lang ausgeführt werden. Die Verkürzung der Schaltzeiten ist eine weitere Anforderung, die maßgeblichen Einfluss auf die Ausführung des Getriebes hat. Bei jedem Schaltvorgang wird für kurze Zeit der Kraftfluss im Antriebstrang unterbrochen. Durch die Verkürzung der Schaltzeit wird der Verlust an Vortrieb minimiert.

8.6.2 Materialien in der Formel 1 Die Getriebegehäuse werden aus gegossenem Magnesium, lasergesintertem oder fein gegossenem Titan, gegossenem Aluminium oder kohlefaserverstärktem Kunststoff gefertigt. Die Entscheidung für solche technisch herausfordernde Lösungen hängt auch von den finanziellen Möglichkeiten in den einzelnen Rennserien ab. Ziel ist die Gewichtsreduktion bei gleichzeitig sehr großer Steifigkeit. Dabei geht der Trend aufgrund der Eigenschaften, die diese Ziele erfüllen, klar zu Getriebegehäusen aus kohlefaserverstärktem Kunststoff hin.

8.6 Rennsportgetriebe

375

Abgesehen vom Einsatz von kohlefaserverstärktem Kunststoff als neuem Werkstoff für Getriebegehäuse, greift man bei der Konstruktion aber auf Altbewährtes zurück. Die Entwicklungen fanden hauptsächlich in den Bereichen der Oberflächenbehandlung, Materialwissenschaften, Lagerung und Fertigungstechnik statt. Aktuell verwendete Stähle für Zahnräder weisen in Hinblick auf die Festigkeit die höchste Qualitätsstufe auf. Zur Lagerung der Wellen werden hochpräzise Kugellager verwendet. Vielfach werden auch Nadellager eingesetzt, weil sich durch ihren Einsatz Gewicht einsparen lässt. Außerdem werden neue reibungs- und verschleißmindernde Oberflächenbehandlungen und Beschichtungsverfahren verwendet. Zusammen mit dem Einsatz von hybriden Kugellagern (StahlKeramik) konnten damit der Wirkungsgrad und die Verschleißfestigkeit noch weiter gesteigert werden.

8.6.3 Ausführungsbeispiel eines Formel-1-Getriebes Abb. 8.32 zeigt das Schaltungssystem eines Ferrari-Formel-1-Getriebes. Das Wirkprinzip der Schaltwalzen für sequentielle Schaltungen gleicht den bei Motorrädern verwendeten Strukturen. Auf die Verwendung von schrägverzahnten Zahnrädern und auf Synchronisierungen wird verzichtet. Der Einsatz von Klauenschaltungen ist sowohl für den Wirkungsgrad als auch für Baulänge und Trägheit vorteilhaft. Die Schaltungen werden hydraulisch betätigt, Komfortanforderungen reduzieren sich auf die Entlastung des Fahrers, um ihm

Abb. 8.32 Konstruktion der Schalteinrichtung des Ferrari F1-2000

376

8


Abb. 8.33 Getriebegehäuse des Ferrari F1-2000

volle Konzentration auf die Streckenführung zu ermöglichen. Schnellste Schaltzeiten werden unter anderem durch geringe Massenträgheiten von Getriebewellen und Zahnrädern erreicht. Eine Besonderheit ist die tragende Funktion des Getriebes. Am Getriebegehäuse stützt sich die gesamte Hinterachse des Fahrzeugs inklusive Antriebswellen ab, das Differential ist integriert. Aus dieser Anordnung ergeben sich besondere Anforderungen an die notwendige Steifigkeit des Getriebegehäuses. Es darf sich unter den auftretenden Kräften weder verbiegen noch verdrehen noch eindrücken lassen. Durch ein Verwinden des Getriebegehäuses tritt nicht nur eine Veränderung der Fahrwerkskinematik auf, sondern es verschlechtert sich auch der Gesamtwirkungsgrad des Getriebes, da die Zahnräder schräg aufeinander ablaufen und die Lagerreibung erhöht wird. Um Wartungsarbeiten einfacher durchführen zu können, wird das Getriebe so ausgeführt, dass es sehr einfach komplett demontierbar ist. Abhängig vom Layout der Rennstrecke und wo vom Reglement erlaubt, wird die Getriebeübersetzung vor jedem Rennen verändert. Es muss das Austauschen der Getriebewellen so einfach wie möglich ohne großen Werkzeugaufwand möglich sein. Bei der Konstruktion ist darauf zu achten, dass die innen liegenden Bauteile einfach zugängig sind. Die Übersetzung wird bei Renngetrieben auf minimale Rundenzeiten ausgelegt. Dabei wird der erste Gang rein zum Starten

Literatur

377

verwendet. Seine Übersetzung wird von der maximal übertragbaren Längskraft des Reifens bestimmt. Dementsprechend lang ist die Übersetzung ausgeführt. Die Gangabstufung der restlichen Gänge wird so gewählt, dass sich der Motor möglichst immer im maximalen Leistungsbereich betreiben lässt. Von den Vorgaben des Reglements beeinflusst besonders die vorgeschriebene Lebensdauer die Konstruktion. Derzeit sind dies vier Rennwochenenden. Das gezielte Trimmen eines Bauteils auf eine bestimmte Lebensdauer hin ermöglicht meist eine signifikante Materialeinsparung und somit Gewichtsreduktion. Ausgenommen von dem VierRennwochenenden-Reglement sind Getriebewellen, die beliebig oft getauscht werden dürfen, um die Übersetzung anzupassen. Weitere Vorgaben sind etwa die Zahnradbreite von derzeit > 12 mm, maximal sieben Gänge, nur eine Kupplung und das Verbot der Verwendung von stufenlosen Getrieben. Zur Schmierung werden Trockensumpf-Ölsysteme verwendet. Durch den Einsatz dieser Systeme wird sichergestellt, dass auch bei längeren Phasen mit hoher Querbeschleunigung eine ausreichende Versorgung mit Öl vorhanden ist. Außerdem wird der Wirkungsgrad erhöht, weil es nicht zu Planschverlusten kommt.

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Sachverzeichnis

A Abrollbewegung, 75 Absolutdruckmessung, 224 Achsabstand, 253, 265, 276 Überbrückung, 253 Adaption, 225, 235, 238 Add-on-Ausführung, 270 Aggregatelagerung, 255 Aggregateprüfstände, 251 Akkumulator, 198 Aktuator, 229 Aktuatorbauformen, 207 Allradantrieb, 257 Aluminium-Druckgussverfahren, 258 AMT (automated manual transmission), 270 Anbausteuergerät, 219 Anfahrelement, 254, 284 Anfahrkupplung, 163 Anfahrübersetzung, 280 Anfahrvorgang, 33, 38 Anpresskraft, 35, 177–179, 295 Anpressung, 210 Ansprechverhalten, 12 Antriebskonfiguration, 248 Antriebsstrangdynamik, 72 Antriebsstrangmodell, 73 Antriebswelle, 254 Aquatarder, 351 ASIC (application-specific integration circuit), 242 ASIL (Sicherheitsklasse), 240 Asynchronmaschine, 14 ATF-Aufheizer, 293 ATF-Kühler, 293 Attributeentwicklung, 251 Ausfallwahrscheinlichkeit, 240

Auslegung dauerfeste, 259 zeitfeste, 259, 262, 374 Außenzahnradpumpe, 188 regelbare, 191 äußere Schaltung, 265 Automatikgetriebe, 36, 284, 344 automatisiertes Handschaltgetriebe, 54, 270, 344 automatisiertes Motorrad-Schaltgetriebe, 373 Automatisierung, 213, 270 Automatisierungssystem, 186 Auto-neutral-Funktion, 257 axialer Bauraum, 265 Axialkolbenpumpe, 190, 367 B B10 -Lebensdauer, 348, 357 Batteriesteuergerät, 311 Baukastensystem, 251 Bauraumeinschränkungen, 280 Bauteilfestigkeit, 262 Bedienelement, 256 Beladungssensor, 233 Belastungskollektiv, 261 Berechnungsverfahren, 252 analytische, 252 Boundary-Elemente-Methode, 252 Drehschwingungsanalyse, eindimensionale, 252 Finite-Elemente-Methode, 252 Mehrkörper-Schwingungsanalyse, 252 Strömungssimulation (CFD), 252 Bergfahrprogramm, 257 Beschleunigung, 6 Beschleunigungsvermögen, 42

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2016 R. Fischer et al., Das Getriebebuch, Der Fahrzeugantrieb, DOI 10.1007/978-3-658-13104-3

379

380

Sachverzeichnis

C cW -Wert, 3 CAE (computer-aided engineering), 252 Campbell-Diagramm, 90 CAN (controller area network), 216 Change-of-Mind-Schaltung, 54 Clonk Noise, 98 CO2 -Emissionen, 17 CVT, 293, 316, 329, 362, 366, 371

Drehmassenzuschlagsfaktor, 7 Drehmomentabstützung, 255 Drehmomentencharakteristik, 10 Drehmomentkapazität, 242 Drehmomentkennfeld, 231 Drehmomentwandler, 284 Drehschwingungsdämpfung, 91 Drehungleichförmigkeit, 72, 86, 259 Drehzahlangleichung, 33 Drehzahlcharakteristik, 98 Drehzahlsensor, 222 Drehzahlspreizung, 280 Drei-Ebenen-Konzept, 241 Drossel, 194 Druckgussanalyse, 258 Druckgusssimulation, 259 CFD-Modell, 259 Drucksensor, 224 DVP & R, 251 dynamische Koppelung, 102

D d’Alembert’sche Trägheitskraft, 6 Dauerbremseinrichtungen, 348 Dauerfestigkeit, 251 Dauerlaufversuche, 252 DC/DC-Konverter, 312 DC-Motor, 202, 216 Läufer, 202 Rotor, 202 Stator, 202 DCT (double clutch transmission), 275 Dehnschlupf, 170 Design for Six Sigma, 250 Dichtring, 181 Dichtung, 254 Dieselmotor, 20 Differenzdrehzahl, 35 Digital Mock-up, 250 direkte Schaltung, 286 Direktgang, 253, 264, 268, 290 diskrete Zündung, 87 DIWA-Getriebe, 358 Doppelkupplung, 276 nasse, 276 trockene, 276 Doppelkupplungsgetriebe, 31, 35, 53, 275, 373 Downsizing, 17, 303 Downspeeding, 17, 303 Drehmasse, 83

E EC-Motor, 203, 216 Rotor, 203 Stator, 203 Eigenerwärmung des Elektromotors, 204 Eigenformen, 81 Eigenfrequenzen, 81 Ein- und Ausrücksysteme, 182 Einmassenschwinger, 83 Einspritzschmierung, 185 elastische Getriebelagerung, 76 Elastomerlager, 255 Elektrifizierung, 14, 301 elektrische Linearantriebe, 202 elektrische Maschine, 13, 14 elektrohydraulisches Betätigungssystem, 198 elektromagnetische Verträglichkeit, 218 elektromechanische Betätigung, 202, 207, 279 elektromechanische Getriebeaktuatorik, 208 elektromechanischer Kupplungsaktuator, 207 Elektromotor, 13 Embedded Software, 219 Energierückwandlung und -speicherung, 303, 318 Energiewandler, 202 Entwicklungsbereiche, 250 Entwicklungskriterien, 248 Entwicklungsprozess, 257

Beschleunigungswiderstand, 6 Betätigung, 276 Betätigungskraft, 179 Betätigungsweg, 179 Betriebsmodi, 304 Betriebspunkt, 5, 71 Biegeschwingungen, 259 bionische Designfindung, 258 Bohrreibung, 172 Busgetriebe, 356

Sachverzeichnis

381

Erprobung, 251 Erregerquellen, 86 Ersatzfedersteifigkeit, 78 Ersatzsystem, 79 erzwungene Schwingung, 89 Euler’sche Turbinengleichung, 160 Evolventenverzahnung, 113

Turbinenschale, 163 FMEA (failure modes and effects analysis), 250 Freilauf, 285 Frontantrieb, 249 Front-Quergetriebe, 264, 269 Funktionserprobung, 251 Fußbetätigung, 369

F Fahrbarkeit, 29, 295 Fahrer-Fahrzeug-Schnittstelle, 256 Fahrpedalstellung, 12 Fahrsimulation, 261 Fahrspaß, 28, 29 Fahrwiderstand, 4, 7, 231 Fahrwiderstandsberechnung, 233 Fahrwiderstandskraft, 2 Fahrwiderstandskurve, 231 Fahrzeugakustik, 94 Fahrzeugchassis, 363 Fahrzeugdynamik, 101 Fahrzeugerprobung, 251 Fahrzeugklimatisierung, 313 Fahrzeugsound, 95 Fahrzustände, 7 Federsteifigkeit, 78 Fehler, 227 bedingung, 227 Identifizierungs- und Bewertungsmethoden, 227 Fehlererkennung, 227 Fehlerspeicher, 229 Fehlverhalten, 227 Fertigung, 251 fertigungs- und montagegerechtes Design, 251 Filtersystem, 193 Ablagerungsbereiche, 194 Bypass-Ventil, 194 Druckfilter, 194 Magnetabscheider, 194 Saugfilter, 194 Flächenpressung, 112 FlexRay, 217 Flügelzellenpumpe, 189 fluiddynamischer Drehmomentwandler, 159, 284 Leistungszahl, 161 Pumpendrehzahl, 161 Pumpenmoment, 161

G Gangspreizung, 17 Gangsprung, 43 Gangwahl, 230 Gangwechsel, 53, 65 Gassen- und Gangwahl, 270 Geared-neutral-Funktion, 256, 295 Gehäuse, 276 geometrische Übersetzungsauslegung, 48 Geräuschemissionsanalyse, 259 Geräuschquelle, 95 Gesamtfahrzeugmasse, 341 Gesamtspreizung, 346 Getriebeabstufung, 17 Getriebeabstützung, 76 Getriebeakustik, 266 Getriebeanordnung, 248 Getriebebelastung, 260 Getriebebetätigung, 208 Getriebeentwicklung, 250 Getriebeerprobung, 252 Getriebegehäuse, 254, 257 Getriebeheulen, 96 Getriebelagerung, 76 Getriebeöl, 257 Getriebepfeifen, 96 Getriebeprüfstände, 251 Getriebesingen, 96 Getriebespreizung, 344 Getriebesteuerung, 271 Getriebetemperatur, 224 Getriebevarianten, 247 Gießfehler, 258 Gleichstrommotor, 14 größte Getriebeübersetzung, 46 Gruppengetriebe, 353, 362 Hauptgetriebe, 354 Rangegruppe, 356 Splitgruppe, 354, 362 Wendegruppe, 362 Gussform, 259

382 H Haftgrenze, 57 Haftpunktermittlung, 239 Halbtoroid, 172 Hall-Chip, 223 Handschaltgetriebe, 13, 35, 54, 183, 264, 344 Hertz’sche Pressung, 114, 121, 129 Hilfsenergiebedarf, 25 Hochenergiespeicher, 310 Hochleistungsspeicher, 310 hohlgebohrte Welle, 252 Hohlrad, 123 HPDC-Verfahren, 258 Hybrid leistungsverzweigter, 316, 327 leistungsverzweigter, paraller, 330 Micro-, 324, 326 Mild-, 320, 324 paralleler, 315, 329, 331 Plug-in-, 313, 320 serieller, 313, 337 serieller, paralleler, 333 Voll-, 313, 319, 324, 327 Hybridisierung, 14, 279 Hydrauliköl, 193 hydraulische Betätigung, 186, 276 hydrodynamischer Drehmomentwandler, 33 Leitrad, 159 Pumprad, 159 Turbinenrad, 159 hydrostatischer Leistungszweig, 366 I IEC 61508, 240 Inline-Getriebe, 252, 264, 267, 273 Innenzahnradpumpe, 188 innere Schaltung, 183, 266 instationäre Fahrzustände, 6 Intarder, 352 integrierte Aktuatorik, 270 integriertes Steuergerät, 270, 276 ISO 26262, 240 IVT (infinitely variable transmission), 295 K Kavitationsdrehzahl, 188, 194 Kegelraddifferential, 133 Kegelräder, 121 Geradverzahnung, 122 Hypoidverzahnung, 122

Sachverzeichnis Spiralverzahnung, 122 Kegelradstufe, 121, 365 Kegelringgetriebe, 173 Kettenvariator, 171 Key-lock, 255 Kick-down, 231 kinetische Energie, 37 Klappern, 95 Klauen und Taschen Anzahl, 138 Bauformen, 138 Breitenverhältnis, 137 Hinterlegungswinkel, 138 klauengeschaltetes Getriebe, 139 geradverzahnt mit Schieberädern, 139 schrägverzahnt mit Schaltmuffen, 140 Klauenschaltung, 136, 158, 347, 365, 369, 375 ergänzende Synchronisationseinheit, 152 Klemmkraft, 35 Komfort, 53 Komfortempfinden, 266 Komponentenentwicklung, 250 Kompressor, 200 konischer Scheibensatz, 293 Konstruktionselemente, 252 Konvektion, 185 Koprozessor, 242 Körperschallübertragung, 259 kraftschlüssige Elemente, 177 Kraftstoffverbrauch, 9, 362 Kriechfunktion, 284 Kriechgeschwindigkeit, 42 Kriechstufe, 365 Kugelgewindespindel, 206 Kühlkreisläufe, 185 Kühlöl, 184, 198, 277, 282 Kühlsystem aktives, 185 Kulissen, 183 Kupplungen, 34 Kupplungsbetätigung, 270 Kupplungs-Feder-Dämpfer, 143 Kupplungsfunktion, 35 Kupplungsglocke, 346 Kupplungskühlung, 197 keine Ölkühlung, 198 maximale, 198 minimale, 198 Kupplungsmoment, 38, 66

Sachverzeichnis Kupplungsscheibe, 92 Kupplungsschlupf, 36 Kurbel-Stufenlosgetriebe, 167 Kurbelwellenstartergenerator, 279 L Lager, 253 Lamellenbremse, 285 Lamellenkupplung, 285 Längsdynamik, 101 Lasterkennung, 232 Lastindex, 233 Lastkollektiv, 251, 261 Lastkraftwagengetriebe, 345 Lastpunktverschiebung, 16, 18, 303, 320, 362 Lastschaltgetriebe, 13 Lastschaltung, 53, 72, 276, 277, 284, 297 Leckageverluste, 178 Leistungselektronik, 307 Leistungsgewicht, 341, 346 Leistungsübertragung, 205 Leistungsverzweigung, 131, 295, 344 Li-Ionen-Zellen, 311 LIN (local interconnect network), 217 Luftschallübertragung, 259 Lufttrockner, 200 M manuelle Gangwahl, 257 Mechatronik, 219, 282 Mehrbereichsgetriebe, 199, 353 Mehrfachschaltungen, 54, 286 Mehrkörper-Simulation, 266 Mehrwellenkonzepte, 265 Messtechnik, 251 Mikrocontroller, 217 Mikroschlupf, 198, 222, 226 Mitteldruck, 20 Mitteldruckverläufe, 23 Mittelmotorantrieb, 249 Modalanalyse, 260 Modularität, 251, 352 Momentenübergabe, 58 Motorbremsen, 349 Motorkennfeld, 71 Motorkontrollleuchte, 229 Motormoment, 40 Motormomenteingriff, 56, 59 Motorradgetriebe, 368

383 N Nasskupplung, 145, 239, 363, 369, 373 Belagsbeanspruchung, 151 Kriechfahrt, 147 Lamellenanzahl, 148 Mischreibung, 150 Ölbeanspruchung, 151 Reibeigenschaften, 151 Reibungsgradient, 151 Reibwertverlauf, 145 Schleppmoment, 152 Verlustleistung, 147 Verschleiß, 150 Wärmeabfuhr, 148 Wärmeeintrag, 147 Wärmezwischenspeicherung, 148 NEDC (New European Driving Cycle), 17, 51, 212, 324 NEFZ (Neuer Europäischer Fahrzyklus), 17, 51, 212, 324 Neutralposition, 255 nicht lineare Schwingungen, 90 Nichtlinearitäten, 89, 90 NiMH-Akkumulator, 311 Normalkraft, 35 Normally-closed-Kupplung, 144, 182, 271 Normally-open-Kupplung, 144, 204, 206, 242, 255, 282 Notlaufprogramm, 229 nutzbares Drehzahlband, 341 NVH (Noise, Vibration, Harshness), 94, 164, 335 NVH-Verhalten, 94, 164, 335 O Oberflächenschnelle, 260 Öladditive, 145, 193, 352 Öltemperatur, 27 Ölviskosität, 293 On-Board-Diagnose, 229 Ottomotor, 20 P Parallelhybrid, 292 Parksperre, 255, 276, 285 Parksperrenklinke, 255 Pendelschaltung, 232 PID-Regler, 243 Planetenrad, 123 Planetenradsatz, 284

384 Planetenradträger, 123 Planetenstufe, 123, 206, 285, 286, 291, 301, 316, 327, 330, 334, 358, 367 Lagen von Planetenflanken zu Sonnenrad, 130 Leistungsverzweigung, 131 Lepelletier-Radsatz, 288 Ravigneaux-Radsatz, 131, 288 Ravigneaux-Radsatz, inverser, 291 Simpson-Radsatz, 131 Übersetzungen, 124, 130 Zahlen von Zähnen und Planeten, 130 Planschschmierung, 184 Planschverluste, 27 Plausibilitätsprüfung, 228 Bereichsüberprüfung, 228 Gradientenüberprüfungen, 228 Nichtplausibilität, 228 pneumatische Betätigung, 199 potentielle Energie, 78 Progressionsfaktor, 50 progressive Übersetzungsauslegung, 48 Proportionalventil, 191 mit Einkantensteuerung, 193 mit Zweikantensteuerung, 192 Prüfstandstest, 251, 262 Prüfvorgaben, 251 Pulsation, 191 Pumpe, 187 Gesamtenergiebedarf, 210 Quetschquerschnitte, 187 Q Qualitätssicherung, 251 Quality-Function-Deployment-Methode, 266 Querdynamik, 101 R Räderkasten, 254 Range Extender, 333, 336 Rapid Prototyping, 250 Rasseln, 95, 119, 159 Rastiermomente, 205 Redundanz, 241 Regelung, 236 Reibkoeffizient, 35 Reibradgetriebe, 167 Reibradius, 35 Reibradvariator, 172 Reibverluste, 27

Sachverzeichnis Reifenradius, dynamischer, 75 Rekuperation, 29, 318 Relativdruckmessung, 224 relative Zuladung, 343 Rennsportgetriebe, 373 Rennsportmaterialien, 374 Requirement Engineering, 220 Retarder, 349 Reversiereinrichtung, 254 road to rig, 251 Rollwiderstand, 3 rotatorische Bewegung, 75 Rückwärtsgangschalter, 255 S Saugmotor, 12 Schadensakkumulationshypothese, 262 Schadstoffe, 15 Schaltbarkeit, 183, 266 Schaltdauer, 66 Schaltdurchführung, 235 Schaltdynamik, 53 Schaltelement, 285, 286 Schalter, 255 Schaltgabel, 183 Schaltgabelpositionssensor, 223 Schaltgefühl, 266 Schaltgeräusche, 98 Schalthäufigkeit, 270, 271 Schaltkennfeld, 233 Schaltkomfort, 266, 273 Schaltkraft, 273 Schaltmatrix, 287, 288 Schaltpunkt, 230 Schaltpunktbestimmung, 231 Schaltpunktvorausberechnung, 234 Schaltqualität, 284 Schaltqualitätsoptimierung, 273 Schaltschema, 275 Schaltschwinge, 183 Schaltsperre, 216 Schaltstange, 183, 265 Schaltstrategie, 231 Schaltsystemansteuerung, 197 Schaltventil, 193 Schaltvorgang, 69, 273 Schaltwalzenaktuatorik, 209 Schaltzeitoptimierung, 274 Schleppmoment, 26, 251, 277, 285, 289

Sachverzeichnis Schleppverluste, 277, 285, 289 Schlupf, 35 Schmiermittel, 352 Schneckengetriebe, 206 Schnittstellenspezifikation, 222 Schongang, 280 Schraubenfeder, 144 Schrittgeschwindigkeit, 43 Schubgliederband, 296 Schubschaltung, 54 Schwingungen, 72 Schwingungsanregungen, 86 Seilzug, 265 selbsthemmendes Betätigungssystem, 178 Sensor, 255 Servosystem, 186 Shift-by-Wire-System, 256 Signalaufbereitung, 225 Signalfilterung, 225 Signalkonditionierung, 214 Signalstruktur, 214 SIL (Sicherheitsklasse), 240 Softwarearchitektur, 220 Feinentwurf, 222 Grobentwurf, 222 Sonderfahrprogramme, 256 Sonnenrad, 123 Spannungsregler, 218 Spargänge (Overdrive), 46 Sperrdifferential, 134 Sportprogramm, 232, 257 Standardantrieb, 249, 267 Steifigkeit, 72, 81, 83 Steigfähigkeit, 42, 346 Steigungssensor, 233 Steigungswinkel, 3 Steuergerät, 214, 270, 271, 276, 285 Blockschaltbild, 215 Stirnradstufe, 112, 206, 264, 336, 365, 367 Schrägverzahnung, 115 Stoßverluste, 160 Stribeck-Kurve, 145 Stroke Pressure, 243 Stufenautomat, 53 Stufenautomatikgetriebe, 35, 284 Stufenlosgetriebe, 293, 316, 329, 344, 362, 366, 371 elektronisch geregeltes, 328 Stufensprung, 48, 353

385 Synchronisation, 53 Synchronisationseinheit, 152, 273, 276 Außenkonussynchronisation, 158 Durchschalten, 157 Entsperren, 157 Entsperrmoment, 156, 157 Gangpositionssicherung und Drehmomentübertragung, 158 Grün-Schaltbarkeit, 159 Innenkonussynchronisation, 158 Konussystem, 158 Kupplungskörper, 154 Neutralposition, 157 Reibsystem, 155 Schiebemuffenträger, 155 Sperrsicherheit, 156, 159 Sperrwirkung, 153, 156 Synchronisation, 157 Synchronmoment, 156 Synchronring, 155 Vorsynchronisation, 157 Vorsynchronisationsriegel, 155 Zwischenring, 155 Synchronisationsphase, 58 Synchronmotor, 14 Systemdesign, 220 Systemdruckregelung, 195 T Taschen und Klauen, 138 Tauchschmierung, 184 Teillast, 20 Tellerfeder, 144 Temperaturänderung, 237 Temperatursensor, 224 Thermomanagement, 293 Tiefenfiltration, 194 Toleranz, 262 Toleranzanalyse, 250, 262 Torsionsschwingungen, 72, 81, 86, 259 Trade-Off, 31 Trägheitsmoment, 35, 77 Tragverhalten der Verzahnung, 251 Traktionsfluid, 173, 174, 295 Traktorgetriebe, 361 Transaxleantrieb, 249 translatorische Bewegung, 75 Trockenkupplung, 141, 239 aufgedrückte, 144

386 aufgezogene, 144 Ausfallmechanismen, 142 Betätigungskraft, 144 Druckplatte, 144 Fading des Reibbelags, 141 Kupplungsbeläge, 142 Kupplungsglocke, 142, 182, 254 Kupplungsscheibe, 143 Reibverschleiß, 142 Reibwert, 141 Schwungmasse, 144 Wärmeabfuhr, 141 Wärmeeintrag, 141 TRS (transmission range sensor), 225 Turbolader, 10 Turbomotor, 13 U Überbrückungskupplung, 162 Dreileitungsprinzip, 165 Schaltmoment, 166 Überbrückungsmoment, 166 Zweileitungsprinzip, 164 Überdeckung, 114, 187 überdrehende Auslegung, 45 Überdruckventil, 200 Übersetzung, 11, 41 Übersetzungsänderung, 65 Übersetzungsspreizung, 50 Übertragungselement, 181 Überwachungseinrichtung, Mikrocontroller-unabhängige, 217 Überwachungsstrategie, 241 Umlaufrädergetriebe, 123 Umschlingungselement, 170 Umschlingungsgetriebe, 167, 293 Umschlingungsvariator, 169 unterbrochene Schaltung, 71 unterdrehende Auslegung, 46 Unwucht, 72 V variable Übersetzung, 111 Variator, 293 Verbrauchsermittlung, 17 Verbrauchskennfeld, 9 Verbrauchsoptimierung, 16 Verbrauchsreduktion, 29 Verlustleistung, 25 Verlustmomente, 27

Sachverzeichnis Verstellung, 210 Verteilergetriebe, 257 Vertikaldynamik, 101 vibroakustische Analyse, 259 vibroakustische Optimierung, 260 Viskositätskennlinie, 193 Volllastbeschleunigung, 12, 102 Volllastkennlinie, 5 Volllastkurve, 11 Volltoroid, 173 Vollwelle, 252 Vorgelegebauweise, 275 Vorgelegewelle, 253, 365 Vorsteuerung, 235, 238 W Wählhebel, 256 Wählhebelpositionssensor, 225 Wählhebelstellung, 256 Wandler, 284 Wandlerüberbrückungskupplung, 285 Wärmeabfuhr Nasskupplung, 148 Trockenkupplung, 141 Wärmeeintrag Nasskupplung, 147 Trockenkupplung, 141 Wärmeleitung, 185 Wärmeübergang, 147, 150, 185 Wegbausteuergerät, 218 Wellen, 252 Wellenkonzepte, 252 Werkstoffentwicklung, 250 Widerstandskräfte, 10 Wirkungsgrad, 25, 290 X xP max -optimale Auslegung, 45 x–y-Aktuatoren, 208 Z Zahnflanken Flankenlinienmodifikation, 117 Flankenmodifikation, 118 Profilmodifikation, 117 Zahnradstufe, 116 Achsabstände, 116, 119 Zahnbreiten, 119, 120 Zähnezahlen, 116 Zahnringpumpe, 189

Sachverzeichnis Zapfwelle, 362 ZMS (Zweimassenschwungrad), 85, 93, 94, 96, 143, 276 Zughochschaltung, 56, 59, 60 Zugkraftbedarf, 2, 11 Zugkraftdiagramm, 10, 346 Zugkraftgleichung, 3, 6 Zugkrafthyperbel, 11, 43 Zugkraftlücke, 43, 47 Zugkraftunterbrechung, 13, 35, 54, 65, 69, 273, 277, 362

387 Zugrückschaltung, 63, 69 Zugschaltung, 54 Zusatzmoment, 8 Zustandsmaschine, 243 Zwangshochschaltung, 257 Zwangsrückschaltung, 257 Zweimassenschwinger, 82 Zweimassenschwungrad (ZMS), 85, 93, 94, 96, 143, 276 Zwischenübersetzung, 280 Zwischenwelle, 254

Das Getriebebuch

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