Eine
gattungsgemäße Ausrückeinrichtung zur
Betätigung
einer gezogenen Reibungskupplung ist zum Beispiel in der
DE 34 14 836 A1 offenbart
und in der vorliegenden Anmeldung mit einer zugeordneten Reibungskupplung
in
1 schematisch dargestellt.
Die
Reibungskupplung 1 ist axial zwischen einer nicht dargestellten
Brennkraftmaschine und einem ebenfalls nicht dargestellten Getriebe
angeordnet und umfasst ein mit der Kurbelwelle 8 der Brennkraftmaschine
verbundenes Schwungrad 4, eine durch eine Membranfeder 11 in
Richtung des Schwungrades 4 belastbare Druckplat te 3 und
eine beidseitig mit einem Belag versehene Kupplungsscheibe 5,
die über
eine verzahnte Nabe 12 mit der koaxial zur Kupplung 1 geführten Eingangswelle 14 des
Getriebes verbunden ist.
Die
Ausrückeinrichtung 16 zur
Betätigung der
Reibungskupplung 1 umfasst einen Ausrücker 18, welcher auf
einer am Getriebegehäuse 6 konzentrisch
zur Getriebeeingangswelle 14 festgelegten Führungshülse 7 axial
gleitbeweglich verlagerbar ist. Der Ausrücker 18 greift kupplungsseitig über ein
Koppelelement 2 an Zungenenden der Membranfeder 11 und
in der Nähe
des getriebeseitigen Endes axial über eine plane Anlagefläche 20 an
einem Endbereich 19 eines Kupplungshebels 9 an.
Der Kupplungshebel 9 ist am Getriebegehäuse 6 um einen Drehpunkt 22 verschwenkbar
gelagert und leitet entsprechend der Hebelübersetzung eine mittels eines Stößels 10 eines
nicht dargestellten Stellgliedes, bspw. eines Druckzylinders, eingeleitete
Betätigungskraft
auf den mit dem Ausrücker 18 in
Kontakt stehende Endbereich 19, der als Kraftangriffsabschnitt
ausgebildet ist, und auf den Ausrücker 18 weiter.
Bei
einer Bewegung des Ausrückhebels 9 entgegen
dem Uhrzeigersinn erfolgt eine axiale Bewegung des Ausrückers 18 in
Richtung des Pfeiles G, wobei die Reibungskupplung 1 ausgerückt und
die Drehmitnahmeverbindung zwischen der Kurbelwelle 8 und
der Getriebeeingangswelle 14 aufgehoben wird. Bei einer
Bewegung des Ausrückhebels 9 im Uhrzeigersinn
erfolgt eine Bewegung des Ausrückers 18 in
Richtung des Pfeiles F, wobei die Reibungskupplung 1 eingerückt und
die Drehmitnahmeverbindung zwischen der Kurbelwelle 8 und
der Getriebeeingangswelle 14 wieder hergestellt wird.
Der
am Ausrücker
angreifende Endbereich 19 des Kupplungshebels 9 und
die Anlagefläche 20 sind
paarig um die Getriebeeingangswelle 14 bzw. um das für die axiale
Führung
des Ausrückers 18 feststehende
Führungsrohr 7 ausgebildet.
Es ist ferner ersichtlich, dass die mit dem Ausrücker 18 in Kontakt
stehenden Endbereiche 19 des Kupplungshebels 9 jeweils
einen konvex, zumindest abschnittweise kreiszylindrisch geformten
Nocken 21 aufweisen, welche am Ausrücker 18 an den Anlageflächen 20 anliegen,
wodurch sich idealerweise an der Kontaktstelle eine Linienberührung der
Wirkpartner ergibt. Zur Erzeugung einer möglichst großen Ausrückkraft ist der am Stellglied
wirksame Arm 24 des Kupplungshebels 9 deutlich
länger
ausgebildet als der am Nocken 21 wirkende Hebelarm 26.
Die
Anmelderin der o.g. Druckschrift stellt derartige Ausrückeinrichtungen
seit einigen Jahren in Serie her, wobei der am Ausrücker angreifende
Nocken üblicherweise
einen Radius R von 12mm (Nockenradius) aufweist.
Die
Kinematik der Ausrückeinrichtung
wird dadurch bestimmt, dass beim Ausrücken der Reibungskupplung.
der Nocken eine Kreisbahn um den Drehpunkt des Kupplungshebels beschreibt,
während
der Ausrücker
eine Axialbewegung au dessen Führungsrohr
ausführt.
Daraus ergibt sich, dass die Kontaktstelle, d.h. der Kraftangriffsort
am Ausrücker räumlich nicht
fixiert ist, sondern sich mit fortschreitender Ausrückbewegung
sowohl auf der radialen Anlagefläche
des Ausrückers
als auch auf der Oberfläche
des Nockens verschiebt. Die dadurch resultierende Bewegung der Kontaktstelle
ergibt sich aus der Überlagerung
einer Abwälzbewegung
und einer radial bezüglich
der Ausrückerachse
wirkenden Gleitbewegung, die den bei einer Komponentenzerlegung der
Kreisbahn in kartesische Koordinaten wirkenden Anteil quer zur Ausrückachse
repräsentiert.
Dieser Gleitbewegungsanteil führt
aufgrund einer als Normalkraft wirkenden Ausrückervorlastkraft zu einer Querkraft
auf den Ausrücker
und damit ebenso auf das Führungsrohr.
Gleichzeitig wird durch die radiale Verlagerung der Kontaktstelle
und der unter einem Winkel zur Ausrückachse angreifenden Betätigungskraft
am Ausrücker
ein Kippmoment erzeugt, welches zu unerwünschten Reibungsverlusten zwischen Ausrücker und
Führungsrohr
führt.
Um
diese Reibungsverluste und mögliche Selbsthemm-
und Klemmeffekte zu vermeiden, wird die bekannte Ausrückeinrichtung
so ausgelegt, dass im Neuzustand bei einer Kupplungsbetätigung die Kontaktstelle
zur Krafteinleitung auf den Ausrücker eine
möglichst
kleine und über
eine Ausrückbewegung
möglichst
konstante Radiallage zur Ausrückachse
einnimmt. Für
diesen Fall beschreibt die Bahnkurve des Kraftangriffspunktes bei
einer Ausrückbewegung
einen Kreisbahnabschnitt, welcher ein lokales Maximum der Radialverschiebung,
d.h. den Zenit, einschließt.
Somit wird beim Verschwenken des Kupplungshebels die für die Ausrückbewegung
erforderliche Axialkomponente der Kreisbahn maximiert und gleichzeitig
die Radialkomponente minimiert. Über
den zum sicheren Ausrücken
der Reibungskupplung vom Ausrücker
zurückzulegenden
Ausrückweg
ist die Bahnkurve der Kontaktstelle näherungsweise symmetrisch zu
einer Lateralebene der Ausrückerachse
ausgebildet, wie dieses aus 2 ersichtlich
wird, welche die radiale Verschiebung des Kraftangriffspunktes delta
y in Abhängigkeit
vom axial zurückgelegten
Ausrückweg
für einen
Ausrückhub von
14mm darstellt. Die Nulllage der Abszisse stellt geometrisch den
Verlauf der Ausrückachse
dar. In der Ausgangslage des Ausrückers, also zu Beginn eines
Ausrückvorganges,
weicht die Kontaktstelle etwa 2,5mm und bei vollständig ausgerückter Kupplung etwa
2,7mm von der Ausrückerachse
ab. Die Maximalposition beträgt
ca. 3mm, woraus sich im Beispiel eine maximale Radialverschiebung über einen
Ausrückhub
von 0,5mm ergibt.
Die
erläuterte
Grundkonzeption gemäß dem Stand
der Technik hat jedoch den entscheidenden Nachteil, dass die auf
den Ausrücker
wirkende Querkraft im Verlauf eines Ausrückhubes eine Richtungsumkehr
erfährt
und damit zu einer Unstetigkeit im Bewegungsablauf führt, welche über die
Kupplungspedalcharakteristik vom Fahrzeugführer als störend empfunden wird bzw. negative
Einflüsse
auf die Regelung eines Stellgliedes zur Folge hat. Die Gesamtheit
der damit verbundenen Unstetigkeiten ist in der Fachliteratur unter
dem Begriff "Harsh
Engagement" bekannt
geworden.
In 3 sind die Ausrückkraft
an einer Kupplung, der pneumatische Druck in einem Druckzylinder
und die Stößelkraft
des Ausrückzylinders über den
Ausrückweg
für einen
Betätigungszyklus,
d.h. Ausrücken
und Einrücken,
einer aus dem Stand der Technik bekannten Ausrückeinrichtung dargestellt. Die
Unstetigkeitsstellen bilden sich durch die umrahmten lokalen Extremwerte
in den Kurvenverläufen ab.
Die Hysterese im Kraft- bzw. Druckverlauf spiegelt die im Gesamtsystem
auftretenden Reibvorgänge
zwischen den in Eingriff stehenden Elementen wider.
Der
für einen
Ausrücker
vorzuhaltende Ausrückwegbereich
auf der Schiebehülse
wird neben dem zum Ausrücken
der Kupplung erforderlichen Ausrückhub
von beispielsweise etwa 12-14mm durch einen Verschleißweg und
einen Toleranzwegbereich bestimmt. Der Verschleißweg, der im nachfolgenden Beispiel
gemäß 4 maximal 17mm betragen kann,
ergibt sich aus der mit der Gebrauchsdauer der Reibungskupplung
wachsenden Verringerung der Kupplungsbelagstärke, welche zu einer Axialverlagerung
der Druckplatte in Richtung des Schwungrades und dadurch zu einer
Verkippung der Membranfeder führt,
wodurch schließlich
der Ausrücker
im Verhältnis
der durch die Membranfeder bewirkten Hebelübersetzung seine Axiallage
kontinuierlich verändert und
der Ausrückwegbereich
axial stetig verschoben wird. Bei der in 1 dargestellten Ausrückeinrichtung wandert der Ausrücker bei
einem Belagverschleiß in
Richtung der Kupplung. Der Toleranzwegbereich berücksichtigt
Toleranzen des Einbaumaßes der
Kupplung und der Ausrückeinrichtung,
die üblicherweise
etwa 10-20mm betragen
können.
Der Ausrückweg,
der Verschleißweg
und der Toleranzwegbereich definieren in Summe einen Gesamtausrückbereich
mit einer Erstreckung von etwa 40 bis 50mm.
Die
Axiallage des Ausrückers,
bei der die oben beschriebene Querkraftrichtungsumkehr auftritt,
ist demzufolge abhängig
vom Verschleißzustand und
der damit einhergehenden axialen Verlagerung des Ausrückhubes
innerhalb des Ausrückwegbereiches
sowie von den Toleranzen des Einbaumaßes der Kupplung. Aus diesen
Gründen
ist die Lage des Querkraftrichtungsumkehrpunktes (Harsh-Engagement-Punkt)
nicht vorbestimmbar und zudem über den
Verschleißweg
der Kupplung veränderlich.
In 4 ist für einen Nockenradius R von 12mm
und eine wirksame Hebellänge
L von 23mm die sich daraus ergebende Bahnkurve a des Kraftangriffspunktes
und innerhalb des Toleranzwegbereiches drei verschiedene axiale
Einbaulagen A, B, C eines Ausrückers
eingezeichnet, die den eingerückten,
d.h. im Normalfall geschlossenen Zustand einer neuen Kupplung darstellen.
Es kann ein Ausrückhub von
12mm mit einer zusätzlichen
Reserve von 2mm, also insgesamt 14mm, realisiert werden. Der vorgehaltene
Verschleißweg
beträgt
hierbei 17mm. Im Neuzustand werden je nach Einbaulage von dem Ausrücker jeweils
die Abschnitte AA';
BB' bzw. CC' zurückgelegt,
wobei sich die bezüglich
der Ausrückachse
vom Kraftangriffspunkt ergebende Radialverschiebung delta y aus
der Differenz der minimalen und maximalen Position des Kraftangriffspunktes
des jeweils zugeordneten Abschnitts der Kurve a ergibt.
Im
Neuzustand mit Einbaulage an der in der 4 rechten Grenze des Toleranzbereiches
verläuft
die Bahnkurve AA' nur
in der oberen Halbebene, wobei sich der Kraftangriffspunkt zu Beginn
des Ausrückens
2,6mm und bei vollständig
ausgerückter Kupplung
2,8mm im Abstand zur Ausrückachse
befindet. Der Kraftangriffspunkt erfährt eine maximale Entfernung
von der Ausrückachse
von 3,0mm, woraus sich eine Radialverschiebung von 0,4mm ergibt.
Aus
der 4 ist zu entnehmen,
dass bei einer Ausschöpfung
des Toleranzwegbereiches der Kraftangriffspunkt über einen Ausrückhub mit
zunehmendem Kupplungsverschleiß eine
zunehmend vergrößerte Radialverschiebung
erfährt.
Am Lebensdauerende beträgt
diese im ungünstigsten
Fall 4,8mm, wobei der Kraftangriffspunkt bei einem Ausrückhub die
Nulllage, d.h. die Ausrückachse überfährt. Die
auf den Ausrücker
einwirkende Querkraftkomponente wird mit steigender Gebrauchsdauer also
verstärkt,
was erhöhte
Reibungsverluste und eine Einbuße
des Betätigungskomforts
nach sich zieht.
Eine
Veränderung
der Hebelauslegung, d.h. eine Verlängerung des am Ausrücker angreifenden Hebelarmes
und eine damit zu erzielende "Abflachung" der Verschwenkkurve
ist infolge der an einem Kraftfahrzeug vorgegebenen engen Bauraumverhältnisse
nicht möglich.
Die
Erfindung stellt sich vom erläuterten Stand
der Technik ausgehend die Aufgabe, die aus dem Zusammenwirken des
Kupplungshebels mit dem Ausrücker
resultierenden nachteiligen Effekte (Harsh-Engagement) mit einfachen
Mitteln zu reduzieren.
Die
Aufgabe wird durch eine gattungsgemäße Ausrückeinrichtung gelöst, welche
zusätzlich
die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruchs aufweist.
Die
Erfinder haben zunächst
grundlegend erkannt, dass als Maß für den Harsh-Engagement-Effekt die radiale Verschiebung
des Kraftangriffspunktes delta y betrachtet werden kann. Davon ausgehend
wurde abgeleitet, dass für
die Optimierung des Ausrückvorganges
und damit für
die Kinematik des Kupplungshebels und des Ausrückers nicht nur die vom Kraftangriffspunktes
durchfahrene Bahnkurve eines Ausrückhubes im Neuzustand bei einer
bezüglich
einer Einbautoleranz günstigsten
Einbaulage zu berücksichtigen
ist, sondern dass vielmehr der gesamte Ausrückwegbereich des Ausrückers vom
Beginn bis zum Lebensdauerende, d.h. inklusive des Belagverschleißes und
einschließlich
einer Einbautoleranz zu betrachten ist.
Die
Erfinder schlagen zur Minimierung des Harsh-Engagement-Effektes,
d.h. zur Minimierung der Radialverschiebung des Kraftangriffspunktes
vor, den Ausrücker
und den Ausrückhebel
so zueinander anzuordnen, dass bei Durchführung einer Ausrückbewegung
zur Betätigung
der Kupplung eine sich dabei ergebende radiale Auslenkung (delta
y) des Kraftangriffsortes bezüglich
der Ausrückachse über einen Gesamtausrückbereich,
der sich aus einem Ausrückhubweg
zur Betätigung
der Reibungskupplung und einem Kupplungsverschleißweg und/oder
einem Toleranzwegbereich bestimmt, minimiert ist.
Dazu
ist es beispielsweise möglich,
bei einem vorgebenen Kupplungshebel mit festgelegtem Drehpunkt und
Hebelarmlängen
den Nockenradius gegenüber
dem Stand der Technik zu reduzieren, wobei die sich in Abhängigkeit
von den verwendeten Werk stoffen ergebende erhöhte Flächenpressung im Kontaktpunkt
eine limitierende Größe darstellt.
In 4,
Kurve b wurde der Nockenradius auf 1 mm reduziert, was im Neuzustand
der Kupplung bei Zurücklegung
des Ausrückweges
AA' zu einer gegenüber der
Kurve a größeren Radialverschiebung
delta y von ca. 2,1mm führt,
wohingegen die während
der Gesamtlebensdauer maximal zu erwartende Verschiebung nur ca.
2,7mm beträgt,
sich also gegenüber
der Kurve a etwa halbiert hat mit der Folge einer beachtlichen Reduzierung
des Harsh-Engagement-Effektes. Kurve c stellt zum Vergleich eine Bahnkurve
der Kontaktstelle mit einem Nockenradius von 16mm dar.
In
vorteilhafter Weise kann die Ausrückeinrichtung in Abhängigkeit
von der an der Kontakstelle wirkenden Länge L des Kupplungshebels,
d.h. dem am Ausrücker
wirkenden Verschwenkradius, wie nachfolgend angegeben optimiert
werden:
für
L < 60 mm → L/R = 30...60
für L ≥ 60 mm und
L < 100 mm → L/R = 20...80
für L ≥ 100 mm → L/R = 100
R – Nockenradius
am Kupplungshebel.
Alternativ
zu einer Verringerung des Nockenradius kann dazu gleichwirkend der
Drehpunkt des Kupplungshebels axial verlagert werden, was jedoch im
Einzelfall aus Bauraumzwängen
innerhalb der Kupplungsglocke schwieriger oder nicht zu realisieren
ist. Beispielsweise kann, um den gewünschten Effekt zu erzielen,
anstelle einer Verringerung des Nockenradius der Drehpunkt in Richtung
Kupplung verschoben werden.
Gemäß einem
weiteren Lösungsgedanken wird
vorgeschlagen, die Geometrie des Kontaktbereiches von Kupplungshebel
und Ausrücker
so zu modifizieren, dass Verzahnungsgesetze zur Anwendung kommen,
wodurch der Einfluss der richtungswechselnden Querkraft auf den
Ausrücker
reduziert werden kann. Die Wirkungspartner können somit als Zahnflanken
einer Verzahnung ausgebildet und so beschaffen sein, dass eine gleichförmige Bewegungsübertragung
vom Kupplungshebel auf den Ausrücker
erreicht wird, dass die beiden Elemente sich gerade so bewegen,
als würden
sie sich nur mit den Teil- oder Wälzkreisen berühren und
im Berührungspunkt
die gleiche Umfangsgeschwindigkeit haben. Dem Fachmann sind hierzu
zahlreiche Varianten bekannt, bspw. die Ausbildung als Evolventen-, Zykloiden-
oder Hohltriebverzahnung.
Bei
einer Kupplung mit einem Verschleißausgleich und/oder mit einer
Justagevorrichtung zum Toleranzausgleich des Einbaumaßes ergeben
sich zusätzliche
Gestaltungsmöglichkeiten
infolge des reduzierten erforderlichen Ausrückwegbereiches des Ausrückers. Beispielsweise
bietet es sich in diesem Fall an, den Umkehrpunkt der Querkraft
auf die Ausrückachse
zu legen. Desweiteren kann die Bahnkurve der Kontaktstelle so zum
Ausrücker
angeordnet werden, dass die bei einem Ausrückvorgang beschriebene Kurve
entweder vollständig
vor oder nach dem Umkehrpunkt liegt.
Weitergehend
wird vorgeschlagen, die Bahnkurve so anzuordnen, dass diese bei
einem Ausrückvorgang
bezüglich
der Ausrückachse
innerhalb eines Radialbereiches zwischen der Ausrückachse
und dem Umkehrpunkt, d.h. der maximalen Radialabweichung delta y,
liegt.