DE19504935A1

DE19504935A1 - Verfahren zum Steuern eines Drehmomenten-Übertragungssystems

Info

Publication number: DE19504935A1
Application number: DE19504935A
Authority: DE
Inventors: Robert Dr Fischer; Uwe Wagner; Juergen Freitag; Johannes Braun; Anton Rink
Original assignee: LuK Getriebe Systeme GmbH
Current assignee: LuK GS Verwaltungs GmbH and Co KG
Priority date: 1994-02-23
Filing date: 1995-02-15
Publication date: 1995-08-24
Also published as: FR2767364B1; GB2286862B; GB2286863B; FR2763373B1; FR2764664A1; CN100339612C; US5679091A; US20020134637A1; US6105743A; FR2767364A1; CN1495376A; FR2767288A1; SE521372C2; SE9901343L; GB2286862A; GB9503372D0; FR2767288B1; KR100417494B1; SE9500641D0; DE19504847B4

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein Verfahren zum Steuern eines mit dem Abtrieb eines Antriebsaggregats, etwa einer Brennkraftmaschine, wirkverbunden und über eine Abtriebswelle mit einem Automatikgetriebe in Antriebsverbindung stehenden Drehmo menten-Übertragungssystems, das einen Strömungswandler und eine dazu parallele Reibungskupplung, ein Meßwerterfassungssystem und eine zentrale Rechnereinheit besitzt, wobei die Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung und damit das von dieser übertragbare Drehmoment im Zusammenwirken mit der zentralen Rechner einheit gezielt veränderbar ist.

Ferner bezieht sich die Erfindung auf eine Überbrückungskupplung für den Strö mungswandler eines derartigen Drehmomenten-Übertragungssystems, wobei der Strömungswandler ein Pumpenrad, ein Turbinenrad, ein Leitrad und einen zur Drehachse zentrischen, drehfest mit dem Pumpenrad verbundenen sowie das Turbinen rad umschließenden Wandlerdeckel besitzt und ein zwischen dem Wandlerdeckel und dem Turbinenrad angeordneter zentrischer Ringkolben radial außen mit einer konischen Kupplungsreibfläche versehen ist sowie radial innen eine auf einer drehfest mit dem Turbinenrad verbundenen Gegendichtnabe aufgenommene Dichtnabe besitzt.

Verfahren zum Steuern von Drehmomenten-Übertragungssystemen, bei denen durch gezielte Einstellung des Differenzdruckes zwischen den Druckkammern einer zu einem Wandler parallel angeordneten und diesen überbrückenden Reibungskupplung das von letzterer zu übertragende Drehmoment eingestellt wird, sind bekannt.

So ist in der DE-OS 31 30 871 in Verbindung mit einem Drehmomenten-Über tragungssystem der oben angegebenen Art ein Regelungsverfahren beschrieben, bei dem die zwischen An- und Abtrieb auftretenden Schlupfwerte gemessen, mit vorgegebenen Schlupfsollwerten verglichen und etwaig festgestellten Differenzen entgegengeregelt wird. Letzteres geschieht in der Weise, daß die Differenz zwischen den Strömungsmitteldruckbeaufschlagungen der beiden Druckkammern einer Rei bungskupplung verändert wird. Es handelt sich somit um ein auf der klassischen Schlupfregelung basierendes Regelungsverfahren.

Aus der US-PS 5 029 087 ist ebenfalls ein Regelungsverfahren für Wandler mit parallel angeordneter Reibungskupplung vorbekannt, bei dem der Schlupf an der Kupplung gemessen, mit vorgegebenen Sollschlupfwerten verglichen und in Abhängigkeit von festgestellten Abweichungen der Differenzdruck zwischen den beiden Druckkammern der Reibungskupplung verändert wird. Auch hier handelt es sich somit um eine typische Schlupfregelung, bei der gemessenen Abweichungen von den vorgegebenen Schlupfwerten entgegengeregelt wird.

Aus der US-PS 4 577 737 ist ein Verfahren zum Beeinflussen eines Drehmomenten- Übertragungssystems der oben angegebenen Art bekannt, bei dem die Drehmomenten- Übertragung durch einen hydrodynamischen Wandler mittels eines Drehmomenten- Sensors direkt gemessen und die Drehmomentenübertragung in Abhängigkeit vom Betriebszustand der Antriebsmaschine festgelegt wird. Der Schluß der den Wandler überbrückenden Reibungskupplung wird dabei so eingeregelt, daß die geforderte Drehmomenten-Übertragung gewährleistet ist.

Bei diesem Steuerungsverfahren kann das vom Wandler übertragene Drehmoment, ähnlich dem sich einstellenden Schlupf, naturgemäß erst dann gemessen und beeinflußt werden, nachdem es sich eingestellt hat. Insoweit handelt es sich auch hier um ein der Schlupfregelung verwandtes Regelungskonzept, obgleich hier mit dem vom Wandler zu übertragenden Drehmoment gearbeitet wird.

Derartige Systeme zur gezielten Beeinflussung des von der Reibungskupplung eines Drehmomentenübertragungssystems der vorstehend erörterten Art übertragenen Drehmomentes haben sich in der Praxis als nicht oder zumindest nicht voll befriedi gend erwiesen.

So kann bei einer Schlupfregelung systemgemäß erst dann auf Schlupfänderungen reagiert werden, wenn sie gemessen, also bereits vorhanden sind. Diese Tatsache birgt vor allem bei dynamischen Prozessen verschiedene Nachteile, die in ihrer Bekämpfung gegenläufig sind.

So bewirkt eine Rücknahme des Drehmoments seitens der Antriebsmaschine eine Verringerung des Schlupfes im Drehmomentenübertragungssystem. Um einen Zustand des Haftens der Reibungskupplung und damit eine ungehinderte Übertragung der Drehmomentenschwankungen von der Antriebsmaschine zum übrigen Antriebsstrang zu vermeiden, muß eine Rücknahme des von der Reibungskupplung übertragenen Drehmomentes erfolgen. Die Dynamik einer Regelung ist jedoch in der Praxis durch systembedingte Verzögerungs- und Totzeiten begrenzt, so daß eine Mindestschlupf drehzahl notwendig ist, die erfahrungsgemäß nicht unter 50 U/min liegen kann.

Weiterhin existieren Fahrsituationen, in denen eine zeitoptimierte Reglerauslegung hinderlich ist.

Bedingt durch die Verteilung der Drehmassen im Fahrzeug wird die Drehzahl am Eingang des Gangschaltgetriebes oder des stufenlosen Getriebes und damit am Ausgang des Drehmomentenübertragungssystems bei einer Ganghochschaltung oder Übersetzungsänderung erniedrigt, während die Drehzahl am Ausgang des Getriebes relativ konstant bleibt. Verbunden mit der Erniedrigung der Abtriebsdrehzahl des Drehmomentenübertragungssystems ist eine Erhöhung des Schlupfes, wodurch wiederum, bedingt durch das Verhalten des hydrodynamischen Wandlers, ein erhöhtes Drehmoment am Eingang des Drehmomentenübertragungssystems gefordert wird. Dieses erhöhte Drehmoment wird zu diesem Zeitpunkt vom Antriebsaggregat jedoch nicht bereitgestellt. Demgemäß wird das Antriebsaggregat abgebremst und es stellt sich selbständig wieder ein Schlupf auf niederem Niveau ein, wenn die Beaufschlagung der Reibungskupplung während der Ganghochschaltung bzw. Übersetzungsänderung kon stant gehalten wird. Ein zeitoptimal ausgelegter Regler jedoch wird versuchen, der Schlupferhöhung zu begegnen, indem er die Kraftbeaufschlagung der Reibungskupp lung erhöht, was am Schaltende zu einem Haften der Reibungskupplung und damit zu einer Übertragung der Drehmomentungleichförmigkeit des Antriebsaggregats auf den übrigen Triebstrang führt.

Schließlich ist aus der DE-PS 37 12 223 auch schon ein Steuerungsverfahren für ein Drehmomentübertragungssystem der vorgenannten Art bekannt, bei dem in einem vorbestimmten Fahrgeschwindigkeitsbereich die Kupplungseingriffskraft abhängig vom Drosselklappenöffnungsgrad so gesteuert wird, daß sich ein Schlupf zwischen An- und Abtrieb einstellen kann. Im Gegensatz zu der oben erörterten Schlupfregelung handelt es sich hierbei um eine Steuerung, die vorausschauend in Abhängigkeit vom Drossel klappenöffnungsgrad eine Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung einstellt, bei der sich der Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenübertragungssystems abhängig von dieser Kraftbeaufschlagung einstellt.

Unbefriedigend bei dieser Steuerung ist jedoch, daß das von der Reibungskupplung übertragene Drehmoment nicht allein von der Kupplungseinrückkraft, sondern auch vom Reibwert des Reibbelages abhängig ist, der seinerseits bekanntlich in Ab hängigkeit von der Temperatur, der Schlupfdrehzahl, dem Verhalten des eingesetzten Öles und anderen Einflüssen starken Schwankungen unterworfen ist. Das bedeutet, daß auch bei dieser Steuerungsvariante eine Mindestschlupfdrehzahl eingehalten werden muß, um auch bei Schwankungen im Systemverhalten eine zur Schwingungsisolation genügend große Schlupfdrehzahl zu gewährleisten.

Alle bisher bekannten Systeme weisen den Nachteil auf, daß nur mit relativ großen Mindestschlupfdrehzahlen von mehr als 50 U/min gearbeitet werden kann. Dies bringt einerseits kaum Vorteile im Kraftstoffverbrauch gegenüber dem unüberbrückten Wandler und läßt andererseits die an der Reibungskupplung auftretenden Ver lustleistungen schwer beherrschbar werden.

Demgemäß besteht eine Aufgabe der Erfindung unter anderem in der Schaffung eines verbesserten Verfahrens zum Steuern eines Drehmomentenübertragungssystems, welches das Einstellen von Schlupfdrehzahlen deutlich kleiner als 50 U/min in allen Fahrsituationen eines Fahrzeugs mit Wandler und nachgeschaltetem Automatikgetriebe erlaubt.

Es sind auch schon Reibungskupplungen zum Überbrücken des hydrodynamischen Strömungswandlers derartiger Drehmomentenübertragungssysteme allgemein bekannt.

Bei Überbrückungskupplungen mit ebenen Reibflächen ist der Reibradius von der Druckbeaufschlagung abhängig und angesichts geringer Steifigkeit eine gleichmäßige Pressungsverteilung über dem gesamten Reibbelag nicht gewährleistet. Dies führt bei schlupfenden Kupplungen zur partiellen Überhitzung des Reibbelages und damit zur Zerstörung desselben sowie des in diesem Bereich befindlichen Öles (Automatic Transmission Fluid = ATF).

Außerdem ist das von der Reibungskupplung übertragbare Drehmoment direkt abhängig vom Reibradius, was in Verbindung mit dem im Automatikgetriebe zur Verfügung stehenden Öldruck einen minimalen radialen Bauraum erfordert.

Eine Wandlerüberbrückungskupplung der oben beschriebenen Art erfordert jedoch einen größeren axialen Bauraum, der bei vielen Fahrzeuggetrieben nicht zur Verfügung steht, vor allem, wenn bei der Kolbendämpfer-Einheit elastische Dämpfungsmittel auf großem Radius angeordnet werden sollen. Diese mechanischen Dämpfungsmittel sind notwendig, um auch in Bereichen sehr großer Schwingungsanregung seitens der Antriebsmaschine eine optimale Schwingungsisolation auch bei kleinen Schlupf drehzahlen zu gewährleisten.

Ausgehend von diesem Stande der Technik besteht eine weitere Aufgabe der Erfindung in der Schaffung einer verbesserten Überbrückungskupplung der vorgenannten Art und Zweckbestimmung.

Die der Erfindung hinsichtlich des Steuerungsverfahrens zugrundeliegende Aufgabe ist dadurch gelöst, daß bei dem Steuerungsverfahren nach dem Oberbegriff des Patentan spruchs 1 das von der Reibungskupplung zu übertragende Drehmoment in Ab hängigkeit vom Drehmoment des Antriebsaggregats ermittelt sowie die zur Über tragung des vorbestimmten Kupplungsmomentes erforderliche Kraftbeaufschlagung die Reibungskupplung berechnet und adaptiv eingestellt wird, wobei sich ein minimaler Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenübertragungssystems in Abhängigkeit von der Größe des berechneten Kupplungsmomentes selbständig einstellt und Abweichungen vom idealen Zustand durch Korrekturen langfristig ausgeglichen werden.

Das adaptive Einstellen des Momentes kann erzielt werden, indem das vorbestimmte Kupplungsmoment mit dem jeweils tatsächlich vorhandenen Kupplungsmoment verglichen wird. Dabei kann das tatsächliche Kupplungsmoment aus der Differenz des vom Motor abgegebenen Momentes und dem Wandlermoment ermittelt werden. Das Wandlermoment kann ermittelt werden aus Ein- und Ausgangsdrehzahl (direkt) des Wandlers. Die Wandlerausgangsdrehzahl kann aber auch aus der Getriebeausgangs drehzahl und der Getriebeübersetzung zurückgerechnet werden. Hierfür kann im Rechner das Wandlerkennfeld abgelegt sein.

Das von der Kupplung zu übertragende Drehmoment wird zumindest in einem Verhältnis zum Motormoment festgelegt, wobei dieses Verhältnis zumindest von einem K_me-Faktor bestimmt wird, der in Abhängigkeit von mindestens einer der Betriebs bedingungen,
zulässiges Geräuschniveau (Akustik im Fahrzeug)
thermische Belastung des Drehmomentwandlers bzw. der Überbrückungskupp lung
Zugkraft bzw. Beschleunigung des Fahrzeuges
Lastwechselverhalten des Fahrzeuges bzw. Komfort Verbrauch
bestimmt wird.

Die oben angeführten Betriebsbedingungen bzw. Kriterien, welche zur Bestimmung des K_me-Faktors herangezogen werden können, sind zum Teil widersprüchlich, d. h. sie sind im bezug auf den K_me-Faktor gegenläufig, weshalb bei Berücksichtigung mehrerer dieser Kriterien, deren Priorität gewichtet werden muß. So z. B. kann die Akustik nicht beliebig verbessert werden, indem ein sehr kleiner K_me-Faktor gewählt wird, weil ansonsten aufgrund des hohen Schlupfes in der Überbrückungskupplung eine unzulässig hohe thermische Belastung des Wandlers entstehen kann. Es gibt also Grenzbedingungen, die nicht unterschritten oder überschritten werden sollten. Auf der positiven Seite dieser Grenzbedingungen verbleibt jedoch eine gewisse Variations möglichkeit bezüglich des K_me-Faktors, wobei dieser K_me-Faktor konstant bleiben kann oder aber in Abhängigkeit der anstehenden Betriebsbedingungen variiert werden kann. Diese Variation kann stufenweise oder kontinuierlich zwischen den Grenzwerten erfolgen. In vorteilhafter Weise kann der Knie-Faktor in der Größenordnung zwischen 0,4 und 1,1 liegen, wobei es besonders zweckmäßig sein kann, wenn dieser einen Wert einnimmt, der zwischen 0,7 und 0,95 liegt. Zumindest in manchen Be triebsbereichen einer Brennkraftmaschine, vorzugsweise im unteren und gegebenenfalls auch im oberen, kann der Knie -Faktor derart gewählt werden, daß die Überbrückungs kupplung das volle von der Brennkraftmaschine abgegebene Nettodrehmoment überträgt. Bei einer derartigen Verfahrensweise ist es zweckmäßig, wenn die Überbrückungskupplung einen Dämpfer aufweist, der für den Teillastbereich ausgelegt ist. Ein derartiger Dämpfer hat also ein Überbrückungs- bzw. Anschlagmoment, welches kleiner ist als das von der Brennkraftmaschine abgegebene Nettodrehmoment. Dieses Anschlagmoment kann in der Größenordnung zwischen 30 und 60% des Nettodrehmomentes der Brennkraftmaschine betragen. Durch den Einsatz eines derartigen Schwingungsdämpfers können die im unteren Betriebsbereich einer Brenn kraftmaschine im Zusammenhang mit einem verhältnismäßig großen K_me-Faktor entstehenden Akustikprobleme zumindest teilweise bekämpft werden. Wie aus der vor angegangenen Beschreibung zu entnehmen ist, ist der K_me-Faktor, der wie bereits erwähnt variabel sein kann und entweder in Abhängigkeit von Zustandsgrößen bzw. Betriebsgrößen über eine mathematische Verknüpfung berechnet werden oder aber vorzugsweise in Form eines Kennfeldes oder einer Mappe in einem Rechner bzw. Prozessor abgelegt sein kann, das Charakteristikum für die Auslegung des Fahrzeuges.

Der wesentliche Unterschied zwischen den bekannten Schlupfregelungen bei Wandlerüberbrückungskupplungen und der erfindungsgemäßen Momentensteuerung besteht darin, daß bei der Schlupfregelung der Schlupf selbst die Regelgröße ist, während bei der erfindungsgemäßen Momentensteuerung die Steuer- bzw. Regelgröße ein Drehmoment bzw. eine dieses Drehmoment repräsentierende Größe ist, wie z. B. Beaufschlagungsdruck oder Beaufschlagungskraft der Überbrückungskupplung. Bei der erfindungsgemäßen Adaption, der das zu übertragende Moment repräsentierenden Größe bzw. Stellgröße wird praktisch diese Größe bzw. Stellgröße nach Art einer Störgrößenbeobachtung korrigiert. Das bedeutet also, die Abweichung des tatsächlich übertragenen Momentes in bezug auf das zu übertragende Moment wird über ein Modell errechnet und kann danach entsprechend korrigiert werden. Diese Korrektion kann beispielsweise über einen PID-Anteil oder nur einen I-Anteil, z. B. additiv, erfolgen. Es kann jedoch auch eine entsprechende Korrektur über einen multiplikativen Faktor erfolgen oder aber eine Korrektur sowohl über einen multiplikativen als auch über einen additiven Anteil bzw. Faktor vorteilhaft sein.

Bei der Erfindung handelt es sich darum, daß eine Aufteilung des Eingangsmomentes in einen vom Wandler zu übertragenden hydraulischen und einen von der Reibungs kupplung zu übertragenden mechanischen Anteil erfolgt. Für die stufenlose Steuerung wird die Überbrückungskupplung mit veränderlicher Kraft beaufschlagt, die von einer intelligenten Steuerung so gesteuert wird, daß sich für die jeweilige Fahrsituation eine optimale Aufteilung von Wandlermoment und Lock-up-Moment ergibt.

Kennzeichnend für das Steuerungsverfahren nach der Erfindung ist, daß in allen Betriebsbereichen mit schlupfender Reibungskupplung gefahren werden kann und die Reibungskupplung nicht schlupfabhängig, sondern momentenabhängig angesteuert wird. Der Schlupf stellt sich dann von selbst ein und zur Korrektur des Über tragungsmoments wird eine langsame Schlupfregelung bzw. Adaption unterlagert. Bei Schaltvorgängen wird die den Wandler überbrückende Reibungskupplung nicht geöffnet, sondern weiterhin momentenabhängig angesteuert. Für die Momenten steuerung ist eine steigende Reibkennlinie hilfreich, wobei der Reibwert zweckmäßi gerweise mit ansteigendem Schlupf zunehmen und der Haftreibwert kleiner als der Gleitreibwert sein sollte.

Zweckmäßigerweise kann im Rahmen einer Weiterbildung das von der Reibungskupp lung zu übertragende Drehmoment in Abhängigkeit vom Drehmoment des Antriebs aggregats nach der Momentgleichung

M_Kupplung = k_me × k_korr × (M_{Antriebsaggregat} + M_{korr_MOT}) + M_{korr_WÜ}

mit
M_Kupplung - Moment an der Reibungskupplung,
k_me - Drehmomentaufteilungsfaktor (0 k_me 2),
k_korr - Korrekturfaktor zum Ausgleich multiplikativ eingehender Fehler,
M_{korr_MOT} - Korrekturmoment zum Ausgleich additiv zum Motormoment eingehen der Fehler,
M_{korr_WÜ} - Korrekturmoment zum Ausgleich additiv zum Kupplungsmoment eingehender Fehler,
ermittelt werden, wobei sich ein minimaler Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenübertragungssystems in Abhängigkeit von der Größe des über den gesamten Betriebsbereich des Antriebsstranges konstanten Momentenaufteilungsfaktors k_me selbständig einstellt und Abweichungen vom idealen Zustand durch den Korrektur faktor k_korr und die Korrekturmomente M_{korr_MOT} und M_{korr_WÜ} langfristig ausgeglichen werden.

Bei dieser Weiterbildung des erfindungsgemäßen Steuerungsverfahrens ergibt sich ein Schlupfwert der den Wandler überbrückenden Reibungskupplung, der durch Vorgabe der Faktoren k_me und k_korr gering gehalten werden kann. In bestimmten Bereichen, etwa bei niedriger Drehzahl und hoher Last (dort zeigen viele Brennkraftmaschinen eine Drehmomentenschwäche) sind die Faktoren so zu wählen, daß das von der Reibungs kupplung zu übertragende Moment möglichst so gering ist, daß sich eine höhere Differenzdrehzahl einstellt. Vor allem im Zusammenwirken mit einem weichen Wandler und einer großen Wandlung wird dann in den besonders wichtigen Betriebsbereichen eine Erhöhung des Abtriebsmomentes erreicht, was ein höheres Moment des Antriebsaggregates vortäuscht.

Das erfindungsgemäße Steuerungsverfahren zeichnet sich somit durch gute Schwin gungsisolation bei kleinem Schlupf, bessere Reaktionen im Triebstrang bei Schaltvor gängen und Lastwechselvorgängen sowie größere Beschleunigungsreserven aus, ermöglicht aber auch kleinere und/oder flachere Drehmomentenwandler, was bei Kraftfahrzeugen mit Frontantrieb und quer eingebauten Brennkraftmaschinen von Bedeutung ist. Schließlich ergibt sich ein nicht zu unterschätzender Verbrauchsvorteil, da bei dem erfindungsgemäßen Verfahren der Wandler in allen Gängen von der Reibungskupplung überbrückt wird.

Bei dem Momentenaufteilungsfaktor k_me der im Patentanspruch 2 angegebenen Momentenbeziehung kann es sich um einen von der Abtriebsdrehzahl, von der Drehzahl des Antriebsaggregats allein, sowohl von der Drehzahl als auch vom Drehmoment des Antriebsaggregats oder auch um ein sowohl von der Abtriebsdrehzahl als auch vom Drehmoment des Antriebsaggregat abhängigen Wert handelt. Auch für den Faktor k_me ist mithin die Drehzahl der Antriebsmaschine ein wichtiger Indikator, und zwar entweder für sich allein oder in Verbindung mit dem vom Antriebsaggregat abgegebenen Drehmoment.

Für den Aufbau und die Funktion des Drehmoment-Übertragungssystems bzw. zur Realisierung des Verfahrens ist es zweckmäßig, wenn die Reibungskupplung strömungsdruckmittelbetätigbar und so ausgeführt ist, daß sich zwischen Reibungs kupplung und Wandlerdeckel bzw. zwischen Reibungskupplung und dem übrigen Wandlergehäuse zwei getrennte Druckkammern bilden und ein zwischen diesen Druckkammern bestehender Differenzdruck das von der Reibungskupplung übertragene Drehmoment bestimmt.

Gemäß einer anderen sinnvollen Weiterbildung der Erfindung kann bei einem Übertragungssystem mit einer Brennkraftmaschine als Antriebsaggregat dessen Betriebszustand in Abhängigkeit von der Motordrehzahl und vom Drosselklappenwin kel, in Abhängigkeit von der Motordrehzahl und vom Saugrohrunterdruck oder in Abhängigkeit von der Motordrehzahl und Einspritzzeit bestimmt werden. Bei den vorstehend angegebenen Alternativen dient als Indikator für den Betriebszustand immer die Motordrehzahl in Verbindung mit einer weiteren Größe, wie dem Drosselklappen winkel, dem Saugrohrunterdruck oder der Einspritzzeit.

Aufgrund des dynamischen Verhaltens von Hydraulik- und mechanischen Systemen kann es bei zu schneller Erhöhung des Betrages eines die Aufteilung des vom Drehmomentenübertragungssystem zu übertragenden Drehmomentes zwischen Wandler und Reibungskupplung beeinflussenden Parameters zur Anregung von Schwingungen verschiedener Frequenz durch einen zu großen Betrag des Ruckes oder ein Haften der Reibungskupplung kommen.

Zur Vermeidung solcher Schwingungsanregungen sieht eine sinnvolle Weiterbildung der Erfindung vor, daß das Einstellen eines vom bisherigen abweichenden neu berechneten Betrages eines die Aufteilung des zu übertragenden Drehmomentes zwischen Wandler und Reibungskupplung beeinflussenden Parameters, vorzugsweise des Differenzdruckes, nach einer Funktion in Abhängigkeit der Zeit verzögert erfolgt.

Das Einstellen eines vom bisherigen abweichenden neu berechneten Betrages eines die Aufteilung des zu übertragenden Drehmomentes zwischen Wandler und Reibungskupp lung beeinflussenden Parameters kann aber auch nach einer Funktion in Abhängigkeit der Differenzdrehzahl zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenübertragungs systems verzögert erfolgen.

Ebenso ist das Einstellen eines vom bisherigen abweichenden neu berechneten Betrages eines die Aufteilung des zu übertragenden Drehmomentes zwischen Wandler und Reibungskupplung beeinflussenden Parameters nach einer Funktion in Abhängigkeit des Gradienten der Motordrehzahl verzögert möglich.

Beim Einsatz einer strömungsdruckmittelbetätigbaren Reibungskupplung kann, gemäß einer nochmaligen Weiterbildung der Erfindung, der an der Reibungskupplung gewünschte Differenzdruck mit Hilfe eines PI- oder PID-Reglers eingeregelt werden, wobei die Regelstrecke von dem zur Erzielung eines bestimmten von der Reibungs kupplung zu übertragenden Drehmoments notwendigen Differenzdruckes an der Reibungskupplung zu dem sich einstellenden Differenzdruck nicht eindeutig analytisch beschreibbar ist.

Es kann aber auch der gewünschte Differenzdruck dadurch an der Reibungskupplung eingestellt werden, daß einer Kennlinie ein druckproportionales Signal, wie ein Ventilstrom, entnommen und eingestellt wird, wobei der Ausgleich auftretender Abweichungen zwischen Soll- und Ist-Druck mittels einer I-Rückführung erfolgt. Alternativ dazu kann aber auch der gewünschte Differenzdruck an der Reibungskupp lung in der Weise eingestellt werden, daß ein dem gewünschten Differenzdruck proportionales Signal, wie ein Strom- oder Tastverhältnis, berechnet und mit Hilfe eines PI-I- oder PID-Reglers geregelt wird.

Eine andere wichtige Verfahrensvariante sieht vor, daß Abweichungen des tatsächlich von der Reibungskupplung übertragenen Drehmomentes vom gewünschten Drehmo ment dadurch festgestellt werden, daß der sich einstellende Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenübertragungssystems gemessen und mit Sollwerten verglichen wird. Derartige Abweichungen können aber auch, nach einer anderen Weiterbildung, dadurch festgestellt werden, daß das vom Drehmomentenwandler übertragene Drehmoment aus dessen Charakteristik berechnet und damit die wirkliche Drehmomentenaufteilung zwischen Wandler und Reibungskupplung überprüft wird. Schließlich können auch auftretende Abweichungen des von der Reibungskupplung tatsächlich übertragenen Drehmomentes von dem gewünschten Drehmoment auf multiplikativ eingehende Fehler, auf additiv zum Motormoment eingehende Fehler, auf additiv zum Kupplungsmoment eingehende Fehler, auf multiplikativ und additiv zum Motordrehmoment eingehende Fehler, auf multiplikativ und additiv zum Kupplungs moment eingehende Fehler oder auf multiplikativ und additiv sowohl zum Motormo ment als auch zum Kupplungsmoment eingehende Fehler zurückgeführt und solche Fehler mit einer Zeitkonstanten von mehreren Sekunden kompensiert werden, um lediglich einen adaptiven Charakter der Steuerung zu erreichen.

Eine abermalige Verfahrensvariante ist dadurch gekennzeichnet, daß bei der Signalisie rung eines Beschleunigungswunsches seitens des Fahrers, was sich vorzugsweise durch die Änderungsgeschwindigkeit des Drosselklappenwinkels bemerkbar macht, der Schlupf im Drehmomentenübertragungssystem mittels Reduzierung des k_me-Faktors erhöht und dadurch die vom Wandler angebotene Drehmomentenüberhöhung als zusätzliche Drehmomentenreserve genutzt werden kann.

Schließlich wird, bei einer nochmaligen Verfahrensvariante, der Schlupf im Drehmo mentenübertragungssystem in allen Gängen von der Reibungskupplung bestimmt, wodurch der Wirkungsgrad der Leistungsübertragung durch den Wandler in den Hintergrund tritt und eine Wandlerauslegung hinsichtlich einer hohen Stall-Speed- Drehzahl und eines breiten Wandlerbereichs erlaubt. Damit kann die zur Verfügung stehende Drehmomentenreserve bei gezielter Erhöhung des Schlupfs im Drehmomen ten-Übertragungssystem wesentlich vergrößert werden.

Eine weitere Verfahrensvariante ist dadurch gekennzeichnet, daß der Schlupf im Drehmomentübertragungssystem bei allen Übersetzungen von der Reibungskupplung bestimmt wird, wodurch der Wirkungsgrad der Leistungsübertragung durch den Wandler in den Hintergrund tritt und eine Wandlerauslegung hinsichtlich einer hohen stall-speed-Drehzahl und eines breiten Wandlungsbereiches erlaubt wird.

Die bezüglich der Schaffung einer verbesserten Überbrückungskupplung gestellte Erfindungsaufgabe ist durch eine strömungsdruckmittelbetätigbare Kupplung mit einem Pumpenrad, einem Turbinenrad, einem Leitrad und einem zur Drehachse zentrischen, drehfest mit dem Pumpenrad verbundenen sowie das Turbinenrad umschließenden Wandlerdeckel gelöst, bei der ein zwischen dem Wandlerdeckel und dem Turbinenrad angeordneter zentrischer Ringkolben radial außen als konische Kupplungs-Reibscheibe ausgebildet ist, wie dies im einzelnen noch weiter unten beschrieben ist. Dabei kann der Ringkolben radial innen eine auf einer drehfest mit dem Turbinenrad verbundenen Gegendichtnabe aufgenommene Dichtnabe besitzen.

Ein weiterer Grundgedanke der Erfindung bezieht sich auf ein Verfahren zum Steuern eines mit dem Abtrieb eines Antriebsaggregats, etwa einer Brennkraftmaschine, wirkverbundenen und über eine Abtriebswelle mit einem Automatikgetriebe in Antriebsverbindung stehenden Drehmomenten-Übertragungssystems, das einen Strömungswandler und eine dazu parallel angeordnete, strömungsdruckmittel betätigbare Reibungskupplung mit zwei zwischen einem Turbinenrad des Wandlers und einem Wandlerdeckel angeordneten und so gestalteten Druckkammern besitzt, daß ein zwischen diesen Druckkammern bestehender Differenzdruck das von der Reibungs kupplung übertragbare Drehmoment bestimmt, das ferner mit einem Meßwert erfassungssystem, einer zentralen Rechnereinheit und einem im Zusammenwirken mit der Rechnereinheit eine gezielte Veränderung des Differenzdruckes zwischen den beiden Druckkammern und damit des von der Reibungskupplung übertragbaren Drehmomentes vermittelnden Hydrauliksystem ausgerüstet ist.

Verfahren zum Steuern von Drehmomenten-Übertragungssystemen, bei denen durch gezielte Einstellung des Differenzdruckes zwischen den Druckkammern einer zu einem Wandler parallel angeordneten und diesen überbrückenden Reibungskupplung das von letzterer zu übertragende Drehmoment eingestellt wird, sind an sich bekannt.

So ist in der DE-OS 31 30 871 in Verbindung mit einem Drehmomenten-Über tragungssystem der oben angegebenen Art ein Regelungsverfahren beschrieben, bei dem die zwischen An- und Abtrieb auftretenden Schlupfwerte gemessen, mit vor gegebenen Schlupfsollwerten verglichen und etwaig festgestellten Differenzen entgegengeregelt wird. Letzteres geschieht in der Weise, daß die Differenz zwischen den Strömungsmitteldruckbeaufschlagungen der beiden Druckkammern einer Reibungskupplung verändert wird. Es handelt sich somit um ein auf der klassischen Schlupfregelung basierendes Regelungsverfahren.

Schließlich ist auch aus der US-PS 4 577 737 ein Verfahren zur Beeinflussung eines Drehmomenten-Übertragungssystems der oben angegebenen Art bekannt, bei dem die Drehmomenten-Übertragung durch einen hydrodynamischen Wandler mittels eines Drehmomenten-Sensors direkt gemessen und die Drehmomentenübertragung in Abhängigkeit vom Betriebszustand der Antriebsmaschine festgelegt wird. Der Schluß der den Wandler überbrückenden Reibungskupplung wird dabei so eingeregelt, daß die geforderte Drehmomenten-Übertragung gewährleistet sein soll.

Derartige Schlupfregelungen, bei denen die Differenz zwischen der Abtriebsdrehzahl einer Antriebsmaschine und der Eingangsdrehzahl eines dem Drehmomenten-Über tragungssystem nachgeordneten Getriebes oder ein dieser Drehzahldifferenz ent sprechender Wert gemessen, mit Sollwerten verglichen und einer möglichen Ab weichung der Ist- von den Sollwerten entgegengeregelt wird, haben sich als nicht voll befriedigend erwiesen.

So ändert sich bei Schaltvorgängen die Drehzahldifferenz infolge Momentenänderun gen. Die Drehzahlregelung erfolgt dabei so spät, daß es abtriebsseitig bzw. im Getriebemoment zu unerwünschten Überschwingungen kommen kann. Ferner kommt es beim Schalten am Ende eines Schaltvorganges zum Haften der den Wandler überbrückenden Reibungskupplung. Demgemäß muß die Reibungskupplung bei Schaltvorgängen geöffnet werden. Die Schlupfregelung versucht bei Schaltvorgängen die Drehzahldifferenz zwischen der Abtriebsdrehzahl der Antriebsmaschine und der Eingangsdrehzahl des Getriebes auf dem Sollwert zu halten, arbeitet also gegen das dem Drehmomenten-Übertragungssystem nachgeordnete Getriebe.

Demgemäß besteht eine Aufgabe der Erfindung in der Schaffung eines verbesserten Verfahrens zum Steuern eines Drehmomenten-Übertragungssystems das einen Wandler, eine diesen überbrückende Reibungskupplung und ein nachgeschaltetes Automatikgetriebe, sowie in der Schaffung zumindest im Zusammenhang mit anderen Erfindungsgedanken der vorliegenden Anmeldung in besonders vorteilhafter Weise anwendbarer verbesserter mechanischer Komponenten, wie eines verbesserten Wandlers und einer verbesserten Reibungskupplung.

Die der Erfindung hinsichtlich des Steuerungsverfahrens zugrundeliegende Aufgabe ist dadurch gelöst, daß bei dem Steuerungsverfahren nach dem Oberbegriff des Patentan spruchs 1 das von der Reibungskupplung zu übertragende Drehmoment in Ab hängigkeit vom Betriebszustand des Antriebsaggregats nach der Drehmomenten gleichung

M_Kupplung = k_e × k_korr × M_{Antriebsaggregat}
mit k_e = k_me als Momentenaufteilungsfaktor und
k_korr als Korrekturfaktor

ermittelt sowie die zur Übertragung des vorherbestimmten Kupplungsmomentes erforderliche Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung berechnet und eingestellt wird, wobei sich der Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenüber tragungssystems in Abhängigkeit von der Größe des Momentenaufteilungsfaktors k_e selbständig einstellt und der Korrekturfaktor k_korr Abweichungen jedes speziellen Antriebsstranges vom idealen Zustand ausgleicht.

Ein weiterer erfinderischer Grundgedanke bezieht sich auf ein Verfahren zum Steuern eines mit dem Abtrieb eines Antriebsaggregats, etwa einer Brennkraftmaschine, wirkverbundenen und über eine Abtriebswelle mit einem Automatikgetriebe in Antriebsverbindung stehenden Drehmomenten-Übertragungssystems, das einen Strömungswandler und eine dazu parallel angeordnete Reibungskupplung, ein Meßwerterfassungssystem und eine zentrale Rechnereinheit besitzt, wobei die Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung und damit das von selbiger übertragene Drehmoment in Zusammenarbeit mit der zentralen Rechnereinheit gezielt veränderbar ist, wobei das von der Reibungskupplung zu übertragende Drehmoment in Ab hängigkeit vom Betriebszustand des Antriebsaggregats nach der Momentgleichung

ermittelt sowie die zur Übertragung des vorbestimmten Kupplungsmomentes erforderli che Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung berechnet und eingestellt wird, wobei sich der Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenübertragungssystems in Abhängigkeit von der Größe des über den gesamten Betriebsbereich des Antriebs stranges konstanten Momentenaufteilungsfaktors k_e selbständig einstellt und der Korrekturfaktor k_korr Abweichungen jedes speziellen Antriebsstranges vom idealen Zustand ausgleicht.

Die Erfindung betrifft ebenfalls ein Verfahren zum Steuern eines mit dem Abtrieb eines Antriebsaggregats, etwa einer Brennkraftmaschine, wirkverbunden und über eine Abtriebswelle mit einem Automatikgetriebe in Antriebsverbindung stehenden Drehmo menten-Übertragungssystems, das einen Strömungswandler und eine dazu parallel angeordnete Reibungskupplung, ein Meßwerterfassungssystem und eine zentrale Rechnereinheit besitzt, wobei die Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung und damit das von selbiger übertragene Drehmoment in Zusammenarbeit mit der zentralen Rechnereinheit gezielt veränderbar ist, wobei das von der Reibungskupplung zu übertragende Drehmoment in Abhängigkeit vom Betriebszustand des Antriebsaggregats nach der Momentengleichung

ermittelt, sowie die zur Übertragung des vorbestimmten Kupplungsmomentes erforderliche Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung berechnet und eingestellt wird, wobei sich der Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenüber tragungssystems in Abhängigkeit von der Größe des motorkennfeldunabhängigen Momentenaufteilungsfaktors k_e selbständig einstellt und der Korrekturfaktor k_korr Abweichungen jedes speziellen Antriebsstranges vom idealen Zustand ausgleicht.

Die der Erfindung zugrundeliegende Aufgabe kann auch gelöst werden durch ein Verfahren zum Steuern eines mit dem Abtrieb eines Antriebsaggregats, etwa einer Brennkraftmaschine, wirkverbundenen und über eine Abtriebswelle mit einem Automatikgetriebe in Antriebsverbindung stehenden Drehmomenten-Übertragungs systems, das einen Strömungswandler und eine dazu parallel angeordnete Reibungs kupplung, ein Meßwerterfassungssystem und eine zentrale Rechnereinheit besitzt, wobei die Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung und damit das von selbiger übertragene Drehmoment in Zusammenarbeit mit der zentralen Rechnereinheit gezielt veränderbar ist, wobei das von der Reibungskupplung zu übertragende Drehmoment in Abhängigkeit vom Betriebszustand des Antriebsaggregats nach der Momenten gleichung

ermittelt, sowie die zur Übertragung des vorbestimmten Kupplungsmomentes erforderliche Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung berechnet und eingestellt wird, wobei sich der Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenüber tragungssystems in Abhängigkeit von der Größe des von der Drehzahl des Antriebs aggregats allein abhängigen Momentenaufteilungsfaktors k_e selbständig einstellt und der Korrekturfaktor k_korr Abweichungen jedes speziellen Antriebsstranges vom idealen Zustand ausgleicht.

Eine weitere Lösungsmöglichkeit der Aufgabe besteht in einem Verfahren zum Steuern eines mit dem Abtrieb eines Antriebsaggregats, etwa einer Brennkraftmaschine, wirkverbundenen und über eine Abtriebswelle mit einem Automatikgetriebe in Antriebsverbindung stehenden Drehmomenten-Übertragungssystems, das einen Strömungswandler und eine dazu parallel angeordnete Reibungskupplung, ein Meßwerterfassungssystem und eine zentrale Rechnereinheit, wobei die Kraftbeauf schlagung der Reibungskupplung und damit das von selbiger übertragene Drehmoment in Zusammenarbeit mit der zentralen Rechnereinheit gezielt veränderbar ist, wobei das von der Reibungskupplung zu übertragende Drehmoment in Abhängigkeit vom Betriebszustand des Antriebsaggregats nach der Momentengleichung

ermittelt, sowie die zur Übertragung des vorbestimmten Kupplungsmomentes erforderliche Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung berechnet und eingestellt wird, wobei sich der Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenüber tragungssystems in Abhängigkeit von der Größe des sowohl von der Drehzahl als auch vom Drehmoment des Antriebsaggregats abhängigen Momentenaufteilungsfaktors k_e selbständig einstellt und der Korrekturfaktor k_korr Abweichungen jedes speziellen Antriebsstranges vom idealen Zustand ausgleicht.

Bei der Erfindung handelt es sich darum, daß eine Aufteilung des Eingangsmomentes in einen vom Wandler zu übertragenden hydraulischen und einen von der Reibungs kupplung zu übertragenden mechanischen Anteil erfolgt. Für die stufenlose Regelung wird die Überbrückungskupplung mit veränderlicher Kraft beaufschlagt, die von einer intelligenten Steuerung so gesteuert wird, daß sich für die jeweilige Fahrsituation eine optimale Aufteilung von Wandlermoment und Lock-up-Moment ergibt.

Für den Aufbau und die Funktion des Drehmoment-Übertragungssystems bzw. zur Realisierung des Verfahrens kann es zweckmäßig sein, wenn die Reibungskupplung strömungsdruckmittelbetätigbar und so ausgeführt ist, daß sich zwischen Reibungs kupplung und Wandlerdeckel bzw. zwischen Reibungskupplung und dem übrigen Wandlergehäuse zwei getrennte Druckkammern bilden und daß ein zwischen diesen Druckkammern bestehender Differenzdruck das von der Reibungskupplung übertragene Drehmoment bestimmt.

Kennzeichnend für das Steuerungsverfahren nach der Erfindung ist somit, daß in allen Betriebsbereichen mit schlupfender Reibungskupplung gefahren werden kann und die Reibungskupplung nicht schlupfabhängig, sondern momentenabhängig angesteuert wird. Der Schlupf stellt sich dann von selbst ein und zur Korrektur des Über tragungsmoments wird eine langsame Schlupfregelung unterlagert. Bei Schaltvor gängen wird die den Wandler überbrückende Reibungskupplung nicht geöffnet, sondern weiterhin momentenabhängig angesteuert. Für die Momentensteuerung ist eine steigende Reibkennlinie hilfreich, wobei der Reibwert zweckmäßigerweise mit an steigendem Schlupf zunehmen und der Haftreibwert kleiner als der Gleitreibwert sein sollte.

Bei dem erfindungsgemäßen Steuerungsverfahren ergibt sich ein Schlupfwert der den Wandler überbrückenden Reibungskupplung, der durch Vorgabe der Faktoren k_e und k_korr gering gehalten werden kann. In bestimmten Bereichen, etwa bei niedriger Drehzahl und hoher Last (dort zeigen viele Brennkraftmaschinen eine Drehmomen tenschwäche) ist der Faktor so zu wählen, daß das von der Reibungskupplung zu übertragende Moment so gering ist, daß sich eine höhere Differenzdrehzahl einstellt. Vor allem im Zusammenwirken mit einem weichen Wandler und einer großen Wandlung wird dann in den besonders wichtigen Betriebsbereichen eine Erhöhung des Abtriebsmomentes erreicht, was ein höheres Moment des Antriebsaggregates vortauscht.

Gemäß einer sinnvollen Weiterbildung der Erfindung kann bei einem Übertragungs system mit einer Brennkraftmaschine als Antriebsaggregat dessen Betriebszustand in Abhängigkeit von der Motordrehzahl und vom Drosselklappenwinkel, in Abhängigkeit von der Motordrehzahl und vom Saugrohrunterdruck oder in Abhängigkeit von der Motordrehzahl und Einspritzzeit bestimmt wird. Bei den vorstehend angegebenen Alternativen dient als Indikator für den Betriebszustand immer die Motordrehzahl in Verbindung mit einer weiteren Größe, wie dem Drosselklappenwinkel, dem Saugrohr unterdruck oder der Einspritzzeit.

Eine andere sinnvolle Weiterbildung sieht vor, daß der Faktor k_e der im Patent anspruch 1 angegebenen Momentenbeziehung ein über den gesamten Betriebsbereich des Antriebsstranges konstanter, von der Drehzahl des Antriebsaggregats allein oder sowohl von der Drehzahl als auch vom Moment des Antriebsaggregats abhängiger Wert ist. Auch für den Faktor k_e ist mithin die Drehzahl der Antriebsmaschine ein wichtiger Indikator, und zwar entweder für sich allein oder in Verbindung mit dem vom Antriebsaggregat abgegebenen Drehmoment.

Gemäß einer anderen Ausgestaltung kann das erfindungsgemaße Steuerungsverfahren auch dadurch gekennzeichnet sein, daß ein in der zentralen Rechnereinheit in Abhängigkeit von einer Drehmomentenänderung im Antriebsstrang ermitteltes, von der Reibungskupplung zu übertragendes Drehmoment, das vom momentanen Drehmoment abweicht, eingestellt wird durch das Vorausbestimmen des nach einem Abtastintervall zu einem Zeitpunkt t_n+1 gewünschten Wertes eines beliebigen, das von der Reibungs kupplung übertragene Drehmoment bestimmenden Parameters X nach einer Funktion, die unerwünschte Ereignisse, wie z. B. das Haften der Reibungskupplung, ausschließt, durch das Berechnen des für das Erreichen des gewünschten Wertes des Parameters X nach einem Zeitintervall Δt erforderlichen Gradienten ΔX, durch das Einstellen des errechneten Gradienten ΔX mittels des Hydrauliksystems und das Wiederholen der vorstehenden Schrittfolge bis zum Erreichen eines Sollwertes X_Soll.

Insbesondere kann das Verfahren gemäß dieser Ausgestaltung durch eine Proportionali tätsregelung gekennzeichnet sein, bei der als Parameter der Differenzdruck ΔP zwischen den Druckkammern der Kupplung vorausbestimmt wird nach der Beziehung

ΔP_n+1 = (1 - β) × ΔP_Soll + β × ΔP_n
mit
β = f(T_v, t).

Alternativ dazu kann auch ein in der zentralen Rechnereinheit in Abhängigkeit von einer Drehmomentenänderung im Antriebsstrang ermittelter neuer Wert des von der Reibungskupplung übertragenen Drehmomentes eingestellt werden durch das Berechnen des Gradienten ΔX eines beliebigen, das von der Reibungskupplung übertragene Drehmoment bestimmenden Parameters X nach einer Funktion, die unerwünschte Ereignisse, wie z. B. das kurzzeitige Haften der Reibungskupplung, ausschließt, durch das Einstellen des gewünschten Gradienten ΔX mittels des Hydrauliksystems und durch Wiederholen der Schrittfolge bis zum Erreichen des geforderten Sollwertes X_soll. Bei dieser alternativen Ausgestaltung kann der Gradient der Druckdifferenz ΔP zwischen den Druckkammern der Kupplung als Parameter berechnet werden nach der Beziehung

ΔΔP = C₁ × (ΔP_Soll - ΔP_n)
Dabei bedeutet:
ΔΔP = C₁ × (ΔP_Soll - ΔP_Ist
(siehe auch Fig. 10).

ΔP . . . . . Änderung des Differenzdruckes ΔP im nächsten Zeitintervall
ΔP_soll . . . Solldruckdifferenz
ΔP_n . . . . . . Istdruckdifferenz zum Zeitpunkt t_n
C₁ . . . Proportionalitäts- oder Verstärkungsfaktor mit 0 C₁ 1.

Der Verstärkungsfaktor C₁ bestimmt, wie schnell eine Abweichung zwischen ΔP_soll und ΔP_n ausgeglichen wird.

Grenzwerte: C₁ = 0, C₁ = 1.

Bei C₁ = 0 würde kein Ausgleich erfolgen, da der Druckzuwachs ΔΔP im nächsten Rechenintervall gleich Null wäre.

C₁ = 1 kommt einem Sollwertsprung gleich, da die gesamte Abweichung zwischen Soll- und Startwert (ΔP_soll, ΔP_Start in Fig. 10) in einem Zeitintervall vollzogen werden müßte. Diese beiden Grenzwerte haben also nur theoretischen Wert. Wichtig ist der Bereich 0 < C₁ < 1. Dieser beeinflußt, wie schnell eine Abweichung zwischen Soll- und Istwert erfolgt. Je kleiner C₁, desto länger dauert der Ausgleich.

Der Vorteil dieser Art des Ausgleiches einer Abweichung zwischen Soll- und Istwert liegt darin, daß bei einer großen Abweichung zwischen Soll- und Istwert eine große Stellgröße, das heißt ein großer Wert für ΔΔP errechnet wird. Nähert man sich mit dem Istwert dem Sollwert an, wird der Wert für ΔΔP immer kleiner und man erreicht ein "weiches" Einlaufen des Soll- auf den Istwert. Man kann dadurch Schwingungs anregungen entgegenwirken.

Eine vorteilhafte Verfahrensvariante sieht vor, daß bei Betriebsfällen, bei denen eine Reduzierung des Eingangsdrehmomentes am Drehmomentübertragungssystem zu erwarten ist, wie z. B. bei Veränderung der Übersetzung oder beim Zuschalten von Zusatzaggregaten, einem möglichen kurzzeitigen Haften der Reibungskupplung durch das Herabsetzen des von der Reibungskupplung übertragenen Drehmomentes in der Form entgegengewirkt wird, daß entweder der Drehmomentaufteilungsfaktor k_e oder der Korrekturfaktor k_korr um einen vorbestimmten Wert vermindert wird und nach einer Funktion zeitabhängig wieder auf einen für die Schwingungsisolation und die Kraftstoffökonomie optimalen Wert angehoben wird.

Ebenfalls im Rahmen des erfindungsgemäßen Steuerungsverfahrens kann bei Betriebs fällen, bei denen eine Reduzierung des Eingangsdrehmomentes am Drehmomenten- Übertragungssystem zu erwarten ist, wie etwa bei Gangrückschaltungen oder beim Zuschalten von Zusatzaggregaten, einem möglichen kurzzeitigen Haften der Reibungs kupplung durch das Herabsetzen des von der Reibungskupplung übertragenen Drehmomentes in der Form entgegengewirkt werden, daß entweder der Drehmomen tenaufteilungsfaktor k_e oder der Korrekturfaktor k_korr um einen vorbestimmten Wert vermindert und nach einer Funktion zeitabhängig wieder auf einen für die Schwin gungsisolation und die Kraftstoffökonomie optimalen Wert angehoben wird.

Eine nochmals andere Verfahrensvariante sieht vor, daß der Korrekturfaktor k_korr Abweichungen jedes speziellen Antriebsstranges vom idealen Zustand ausgleicht, indem vorzugsweise in einem festgelegten, quasi stationären Betriebsbereich der sich einstellende Schlupf gemessen und mit Sollschlupfwerten, die eine optimale Schwin gungsisolation bei höchstmöglicher Kraftstoffökonomie garantieren, verglichen und der Faktor k_korr bei einer Abweichung zwischen Soll- und Istschlupfwerten abgeglichen wird.

Eine abermalige Verfahrensvariante ist dadurch gekennzeichnet, daß bei der Signalisie rung eines Beschleunigungswunsches seitens des Fahrers, was sich vorzugsweise durch die Änderungsgeschwindigkeit des Drosselklappenwinkels bemerkbar macht, durch Herabsetzen eines der Faktoren k_e oder k_korr der Schlupf im Drehmomenten-Über tragungssystem erhöht und dadurch die vom Wandler angebotene Drehmomenten erhöhung als zusätzliche Drehmomentenreserve genutzt werden kann.

Schließlich wird, bei einer abermaligen Verfahrensvariante, der Schlupf im Drehmo menten-Übertragungssystem vorzugsweise in allen Gängen von der Reibungskupplung bestimmt, wodurch der Wirkungsgrad der Leistungsübertragung durch den Wandler in den Hintergrund tritt und eine Wandlerauslegung hinsichtlich eines möglichst breiten Wandlungsbereiches gestattet, womit die zur Verfügung stehende Drehmomentenreser ve bei gezielter Erhöhung des Schlupfs im Drehmomenten-Übertragungssystem wesentlich vergrößert werden kann.

Ebenso kann es vorteilhaft sein, wenn der Schlupf im Drehmomentübertragungssystem bei allen Übersetzungen von der Reibungskupplung bestimmt wird, wodurch der Wirkungsgrad der Leistungsübertragung durch den Wandler in den Hintergrund tritt und eine Wandlerauslegung hinsichtlich eines möglichst breiten Wandlungsbereiches ermöglicht wird.

Ein weiterer grundlegender Gedanke der Erfindung bezieht sich auf ein Drehmo menten-Übertragungssystem für den Triebstrang eines mit einem Gangwechselgetriebe ausgerüsteten Fahrzeugs, insbesondere eines Kraftfahrzeugs mit Brennkraftmaschinen antrieb, mit einem Strömungswandler, der mit einem Antriebsaggregat des Fahrzeugs in Antriebsverbindung steht und über eine Abtriebswelle mit einem nachgeschalteten Automatikgetriebe wirkverbunden ist, mit einer zum hydrodynamischen Wandler parallel angeordneten Reibungskupplung, die strömungsdruckmittelbetätigbar ist und je eine zwischen einem Turbinenrad des Wandlers und einem mit einer Reibscheibe wirkverbundenen Ringkolben einerseits sowie zwischen letzterem und einem Wandlerdeckel andererseits angeordnete Druckkammer besitzt, die so gestaltet sind, daß ein zwischen diesen Druckkammern bestehender Differenzdruck das von der Reibungskupplung übertragbare Drehmoment bestimmt, mit einem Meßwerterfassungs system, einer zentralen Rechnereinheit und mit einem im Zusammenwirken mit der Rechnereinheit eine gezielte Veränderung des Differenzdrucks zwischen den beiden Druckkammern und damit des von der Reibungskupplung übertragbaren Drehmoments vermittelnden Hydrauliksystem.

Drehmomenten-Übertragungssysteme, bei denen durch gezielte Einstellung des Differenzdruckes zwischen den Druckkammern einer zu einem Wandler parallel angeordneten und diesen überbrückenden Reibungskupplung das von letzterer zu übertragende Drehmoment eingestellt wird, sind bekannt.

So ist in der bereits genannten DE-OS 31 30 871 ein Drehmomenten-Übertragungs system der oben angegebenen Art beschrieben, bei dem die zwischen An-und Abtrieb auftretenden Schlupfwerte gemessen, mit vorgegebenen Schlupfsollwerten verglichen und etwaig festgestellten Differenzen entgegengeregelt wird. Dies geschieht in der Weise, daß die Differenz zwischen den Strömungsmitteldruckbeaufschlagungen der beiden Druckkammern einer parallel zu einem hydrodynamischen Wandler angeord neten Reibungskupplung verändert wird.

Aus der ebenfalls bereits genannten US-PS 5,029,087 ist ebenfalls ein Drehmomenten- Übertragungssystem mit einem Wandler und einer dazu parallel angeordneten Reibungskupplung vorbekannt, bei dem der Schlupf an der Kupplung gemessen, mit vorgegebenen Sollschlupfwerten verglichen und in Abhängigkeit von festgestellten Abweichungen der Differenzdruck zwischen den beiden Druckkammern der Reibungs kupplung verändert wird.

Schließlich ist auch aus der US-PS 4,577,737 ein Drehmomenten-Übertragungssystem der oben angegebenen Art bekannt, bei dem die Drehmomenten-Übertragung durch einen hydrodynamischen Wandler mittels eines Drehmomenten-Sensors direkt gemessen und die Drehmomenten-Übertragung in Abhängigkeit vom Betriebszustand der Antriebsmaschine festgelegt wird. Der Schluß der den Wandler überbrückenden Reibungskupplung wird dabei so eingeregelt, daß die geforderte Drehmomenten- Übertragung gewährleistet ist.

Kennzeichnend für die Drehmomenten-Übertragungssysteme nach dem Stand der Technik ist, daß die parallel zum Strömungswandler angeordnete Reibungskupplung, die in den unteren Gängen vollständig offen ist, in den oberen Gängen zugeschaltet wird. Um einen guten Gesamtwirkungsgrad zu erreichen und die anfallende Wärme zu begrenzen, sind die Wandler "hart" ausgelegt. Angesichts dieser "harten" Wandler auslegung fällt die Momentenüberhöhung mit zunehmender Drehzahl stark ab mit der Folge, daß im mittleren Drehzahlbereich nur noch eine sehr begrenzte und im oberen Drehzahlbereich überhaupt keine Momentenüberhöhung mehr stattfindet.

Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht daher in der Schaffung eines dahingehend verbesserten Drehmomenten-Übertragungssystems, daß im Interesse von Beschleunigungsreserven im mittleren und auch im höheren Drehzahlbereich noch eine wirksame Momentenüberhöhung erreicht wird und daß der Treibstoffverbrauch gesenkt werden kann.

Gelöst ist diese Aufgabe erfindungsgemäß dadurch, daß bei dem Drehmomenten- Übertragungssystem nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 43 die Reibungskupp lung in allen Fahrgängen gesteuert wird und daß der Strömungswandler gegenüber konventionellen Wandlern eine höhere Wandlung aufweist, die vorzugsweise größer als 2,5 ist. Besonders zweckmäßig kann es sein, wenn die Drehmomentwandlung zwischen Turbinenrad und Pumpenrad in der Größenordnung von 2,5 bis 3,5 liegt.

Die Aufgabe kann weiterhin dadurch gelöst werden, daß die Reibungskupplung bei allen Übersetzungen gesteuert wird, und daß der Strömungswandler eine Drehmo mentwandlung vorzugsweise größer als 2,5 aufweist. Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn die Drehmomentwandlung im wesentlichen im Bereich von 2,5 bis 3,5 ist.

Bei einer vorgegebenen Brennkraftmaschine ist es besonders zweckmäßig, wenn der im Zusammenhang mit der Erfindung verwendete Drehmomentwandler einen kleineren Kapazitätsfaktor besitzt als die bisher für diese Brennkraftmaschine verwendeten Drehmomentwandler. Das bedeutet also, daß bei einem durch die Brennkraftmaschine vorgegebenen Drehmomentverlauf die Festbremsdrehzahl des Drehmomentwandlers gemäß der Erfindung höher liegt als bei einem konventionellen Wandler. Unter Festbremsdrehzahl ist die Drehzahl zu verstehen, bei der der Verlauf des vom Turbinenrad aufgenommenen Drehmoments sich mit der Drehmomentkennlinie der Brennkraftmaschine schneidet. Um diese Drehzahl zu ermitteln wird das Turbinenrad blockiert und das Pumpenrad durch die Brennkraftmaschine angetrieben. Bei den bisherigen Auslegungen von Drehmomentwandlern liegt die Festbremsdrehzahl in der Größenordnung von 1800 bis 3000 Umdrehungen pro Minute. Durch die erfindungs gemäße Auslegung kann diese Festbremsdrehzahl auch in den Bereich oberhalb 3000 Umdrehungen pro Minute verlagert werden. Je kleiner der Kapazitätsfaktor wird, um so weicher wird der Wandler. Dies bedeutet auch, daß der Verlauf des Turbinen- bzw. Pumpenmoments über der Turbinen- bzw. Pumpendrehzahl gegenüber den bisher eingesetzten Wandlern flacher ist.

Bei der Erfindung ist der Wandler somit "weich" ausgelegt und kann auch ein wesentlich breiteres Sekundärkennfeld aufweisen.

Dadurch stehen größere Beschleunigungsreserven zur Verfügung, die vor allem bei Überholvorgängen oder in Beschleunigungsphasen genutzt werden können und außerdem vielfach ein Zurückschalten in einen kleineren Gang unnötig machen.

Der zusätzlich nutzbare Bereich des Sekundärkennfeldes des erfindungsgemäß ausgelegten Wandlers wird überwiegend nur bei instationären Zuständen angefahren.

Die in dieser Zeit anfallende Wärmemenge ist nicht höher als bei konventionellen Systemen und daher unkritisch. Gleichwohl hat sich gemäß einer Weiterbildung der Erfindung als sinnvoll erwiesen, wenn bei dem Drehmomenten-Übertragungssystem mittels der Rechnereinheit die im Fahrbetrieb anfallende Wärme hochgerechnet und die so erstellte Ist-Wärmebilanz mit der konstruktionsbedingt zulässigen Wärmemenge verglichen wird. Die Öltemperatur wird außerdem gemessen, damit bei der Berech nung vom aktuellen Temperaturniveau ausgegangen werden kann.

Durch diese Maßnahme wird ein unverhältnismäßig hoher Wärmeanfall rechtzeitig erkannt und damit die Voraussetzung für eine Reduzierung der Wärmemenge geschaffen. Wird die Wärmebelastung des gesamten Systems zu groß, wird der Schlupf reduziert. Wird die Belastung der Reibfläche zu groß, so wird der Schlupf abhängig vom Fahrerwunsch verändert: Will der Fahrer beschleunigen und kann noch Wandlung angeboten werden, so wird das Lock-up-Moment reduziert und damit der Schlupf vergrößert. Andernfalls wird das Lock-up-Moment vergrößert und damit der Schlupf reduziert.

Eine andere wichtige Weiterbildung der Erfindung sieht vor, daß eine zwischen der Turbine des Wandlers und der Reibscheibe der Lock-up-Kupplung wirksame Dämpfer einheit vorzugsweise auf den Teillastbereich ausgelegt ist, in dem eine vollständige Wandlerüberbrückung in Betracht kommt. Dies ermöglicht eine wesentlich bessere Dämpfung von Drehschwingungen als bei konventionellen Dämpfern, die auf Vollast ausgelegt sind. Im übrigen Bereich wird die Isolation hochfrequenter Schwingungen über den Schlupf gewährleistet.

Der Torsionsdämpfers dämpft bzw. filtriert die von der 99999 00070 552 001000280000000200012000285919988800040 0002019504935 00004 99880Überbrückungskupplung übertragenen Schwingungen bzw. Drehmomentungleichförmigkeiten zumindest auf ein akzeptables Maß, wobei das Anschlagmoment des Torsionsdämpfers, also das maximal von den Dämpfungsmitteln, wie Federn übertragbare Moment kleiner ist als das Nominaldrehmoment, also das maximale Drehmoment der Brennkraftmaschine. Das bedeutet also, daß gemäß der Erfindung der Torsionsdämpfer nicht wie bei dem bisher bekannten Stand der Technik auf die Vollast des Antriebsaggregates bzw. der Brennkraftmaschine ausgelegt ist. Sobald das Anschlagmoment erreicht wird, verhält sich die Überbrückungskupplung bzw. deren Torsionsdämpfer in Antriebsdrehrichtung praktisch als starres Antriebsglied. Dadurch, daß der erfindungsgemäße Torsions dämpfer für eine Überbrückungskupplung eines hydrodynamischen Drehmom entwandlers lediglich auf einen Teillastbereich ausgelegt wird, kann dieser Torsions dämpfer besonders einfach aufgebaut werden, wodurch auch eine kostengünstige Her stellung gewährleistet wird. Weiterhin können die Kraftspeicher des Torsionsdämpfers, wie insbesondere Schraubenfedern, schwächer ausgelegt werden, so daß diese auch einen geringeren Bauraum erfordern, wodurch der für die Überbrückungskupplung bzw. den Torsionsdämpfer erforderliche Bauraum ebenfalls verringert werden kann. Weiterhin ergibt sich dadurch eine Gewichtseinsparung. Um die Kraftspeicher des Torsionsdämpfers gegen eine Überbelastung zu schützen, ist es zweckmäßig, wenn zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers der Überbrückungskupplung spezielle Anschläge vorgesehen werden.

Die Aufgabe kann auch dadurch gelöst werden, daß die Reibungskupplung bzw. das Drehmomentübertragungssystem derart gesteuert wird, daß in allen Vorwärtsgängen bzw. bei allen Vorwärtsübersetzungen ein teilweises Schließen zumindest zeitweise erfolgt.

Für die meisten Anwendungsfälle hat es sich als zweckmäßig erwiesen, wenn das Anschlagmoment bzw. das Überbrückungsmoment des Torsionsdämpfers in der Größenordnung zwischen 10 und 60% des maximalen, also nominalen Momentes der Brennkraftmaschine liegt, vorzugsweise in der Größenordnung von 25 bis 50%. Für manche Anwendungsfälle kann das Überbrückungsmoment bzw. Anschlagmoment des Torsionsdämpfers jedoch auch größere oder etwas kleinere Werte aufweisen. Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung besitzt ein derart ausgelegter Torsionsdämpfer für eine Überbrückungskupplung keine spezielle Reibeinrichtung. Das bedeutet also, daß zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsdämpfers lediglich Kraftspeicher vorgesehen sind, die sich einer Relativverdrehung zwischen diesen Teilen widersetzen.

Durch die erfindungsgemäße Auslegung der Drehmomentübertragungskapazität des Torsionsdämpfers können die im Teillastbereich, also im Bereich mit Antriebs momenten in der Größenordnung zwischen 10 und 60% bzw. zwischen 25 und 50% des nominalen Momentes auftretenden Schwingungen sehr gut gedämpft werden.

Besonders zweckmäßig kann es sein, wenn der Dämpfer einen Verdrehwinkel zuläßt, der gegenüber den bisher bekannten Verdrehwinkeln von Dämpfern für Wandlerüber brückungskupplungen relativ klein ist. Dieser Verdrehwinkel kann in der Größen ordnung von ± 2 bis ± 8°, vorzugsweise in der Größenordnung von ± 3 bis ± 6° liegen. Der Gesamtverdrehwinkel des Dämpfers, also der Gesamtverdrehwinkel für beide Drehrichtungen, beträgt somit 4 bis 16°, vorzugsweise 6 bis 12°. Aufgrund des verhältnismäßig geringen Verdrehwinkels eines entsprechend der Erfindung ausgebildeten Torsionsdämpfers für Überbrückungskupplungen kann gewährleistet werden, daß bei Lastwechsel, also bei Übergang von Schubbetrieb in Zugbetrieb und umgekehrt, die Ausschläge im Dämpfer kleingehalten werden, wodurch ein Aufschaukeln des Triebstranges begrenzt bzw. vermieden werden kann. In vor teilhafter Weise können die Drehmomentstöße bzw. die Drehmomentanteile dieser Stöße, welche über dem Anschlagmoment des Torsionsdämpfers liegen, durch Schlupf bzw. Durchrutschen der Überbrückungskupplung gedämpft bzw. filtriert werden, so daß diese zumindest im wesentlichen vom Abtriebsstrang bzw. vom Getriebe ferngehalten werden.

Für die meisten Anwendungsfälle kann es zweckmäßig sein, wenn der Dämpfer eine Drehsteifigkeit besitzt, die in der Größenordnung zwischen 7 und 30 Nm/° vorzugs weise zwischen 8 und 15 Nm/° liegt. Für manche Anwendungsfalle kann diese Verdrehsteifigkeit jedoch auch kleiner oder größer gewählt werden. Für die meisten Anwendungsfälle kann die Überbrückungskupplung bzw. der Torsionsdämpfer derart ausgelegt werden, daß dieser ein Anschlagmoment in der Größenordnung zwischen 30 und 90 Nm, vorzugsweise in der Größenordnung zwischen 40 und 70 Nm aufweist. Für schwach motorisierte Fahrzeuge kann das Anschlagmoment jedoch auch kleiner ausgelegt werden. Ebenso kann es erforderlich sein, bei stark motorisierten Fahr zeugen mit verhältnismäßig hohem Gewicht, das Anschlagmoment größer auszulegen.

Das erfindungsgemäße Antriebssystem kann in vorteilhafter Weise in Verbindung mit einem Verfahren zum Steuern einer in Abhängigkeit des anstehenden Drehmomentes schlupfgesteuerten Überbrückungskupplung verwendet werden, das eine nach energetischen und leistungsbezogenen Gesichtspunkten orientierte Steuerung zumindest in allen Vorwärtsgangstufen eines Getriebes sicherstellt. Das erfindungsgemäße An triebssystem kann jedoch auch im Zusammenhang mit Getriebesteuerungen bzw. -regelungen Verwendung finden, die in der ersten und/oder der zweiten Vorwärtsgang stufe bzw. -stufen die Überbrückungskupplung voll offen lassen.

Gemäß einer weiteren erfindungsgemäßen Ausgestaltungsmöglichkeit eines Antriebs systems bzw. Drehmomenten-Übertragungssystems der eingangs erwähnten Art kann die Momentensteuerung bzw. Momentenregelung der Überbrückungskupplung eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers derart erfolgen, daß die Überbrückungskupp lung zumindest zwei Betriebsbereiche aufweist, in denen die Einstellung der Größe das von der Überbrückungskupplung übertragbaren Momentes in bezug auf das anstehende Drehmoment der Antriebsmaschine nach anderen Gesichtspunkten bzw. nach einem anderen Modus erfolgt. So wird zumindest einer der Korrekturfaktoren Kme (Drehmomentenaufteilungsfaktor), Kkorr (Korrekturfaktor zum Ausgleich multiplikativ eingehender Fehler), MkorrMot (Korrekturmoment zum Ausgleich additiv zum Motormoment eingehender Fehler) und MkorrWÜ (Korrekturmoment zum Ausgleich additiv zum Kupplungsmoment eingehender Fehler) in den beiden Betriebsbereichen anders gewichtet. Das bedeutet also, daß die Größe wenigstens eines dieser Faktoren, vorzugsweise der K_me-Faktor, und somit auch die Auswirkung dieser Größe auf das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment in den beiden Bereichen unter schiedlich definiert wird. Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn in einem ersten Bereich das von der Überbrückungskupplung übertragbare Drehmoment in der Größen ordnung zwischen 10 und 60%, vorzugsweise zwischen 15 und 50% des maximalen Momentes der Antriebsmaschine, wie insbesondere Brennkraftmaschine, liegt und in dem sich daran anschließenden zweiten Bereich das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment über dem oberen Momentengrenzwert des ersten Bereiches liegt, d. h. also, größer wird als 50% bzw. 60% des maximalen Momentes der Brenn kraftmaschine. Besonders zweckmäßig kann es sein, wenn das im ersten Betriebs bereich durch die Überbrückungskupplung übertragbare maximale Moment zumindest im wesentlichen mit dem Anschlagmoment des Torsionsdämpfers der Überbrückungs kupplung übereinstimmt. Durch eine derartige Auslegung wird gewährleistet, daß Drehmomentschwingungen mit kleineren Amplituden durch den Torsionsdämpfer abgefangen bzw. filtriert werden, wohingegen Schwingungen mit Drehmomentspitzen, welche oberhalb des Anschlagmomentes des Torsionsdämpfers liegen, durch Durchrutschen der Überbrückungskupplung zumindest im wesentlichen gedämpft werden können.

Die Momentenregelung bzw. Momentensteuerung der Überbrückungskupplung im ersten Bereich kann in vorteilhafter Weise derart erfolgen, daß das von der Über brückungskupplung übertragbare Drehmoment zumindest im wesentlichen über den gesamten ersten Bereich größer ist als das jeweils anstehende Moment der Brenn kraftmaschine, welches von dieser infolge der ihr zugeführten Kraftstoffmenge erzeugt wird. Das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment kann dabei über den ersten Drehzahlbereich derart eingestellt werden, daß dieses sich zumindest über einen wesentlichen Bereich des ersten Drehzahlbereiches annähernd synchron zur Momenten veränderung der Brennkraftmaschine im ersten Bereich verändert. Das bedeutet also, daß bei einer Abnahme des von der Brennkraftmaschine abgegebenen Drehmomentes auch das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment abnimmt, wobei dieses jedoch größer bleibt als das Moment der Brennkraftmaschine. Bei einer Zunahme des von der Brennkraftmaschine abgegebenen Momentes wird dann das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment entsprechend größer. Zweckmäßig kann es dabei sein, wenn das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment das 1- bis mindestens 1,2-fache des jeweils anstehenden Motormomentes der Brenn kraftmaschine beträgt.

Gemäß einer anderen Ausführungsvariante der Erfindung kann das im ersten Bereich von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment zumindest annähernd auf einen konstanten Wert eingestellt werden, wobei dieser Wert in der Größenordnung zwischen 25 und 60% des maximalen Momentes der Brennkraftmaschine, vorzugsweise in der Größenordnung von 30 bis 50% des maximalen Momentes liegen kann. In vorteilhafter Weise kann dieser Wert zumindest annähernd dem Anschlagmoment bzw. Über brückungsmoment des Torsionsdämpfers der Überbrückungskupplung entsprechen, vorzugsweise jedoch etwas größer sein, z. B. das 1,05- bis 1,2-fache dieses Über brückungsmomentes.

Gemäß einer anderen sinnvollen Ausführungsvarianten kann die Einstellung des von der Überbrückungskupplung im ersten Drehzahlbereich übertragbaren Momentes auch derart erfolgen, daß in einem unteren Teilbereich dieses ersten Bereiches, der sich in vorteilhafter Weise an die Leerlaufdrehzahl der Brennkraftmaschine anschließt, das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment zumindest annähernd auf einem konstanten Wert gehalten wird und in dem sich daran anschließenden zweiten Teilbereich des ersten Bereiches das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment der Momentenentwicklung der Brennkraftmaschine folgt. Letzteres bedeutet, daß, wenn das Moment der Brennkraftmaschine im zweiten Teilbereich größer wird, das übertragbare Moment der Überbrückungskupplung auch größer wird und umgekehrt. In diesem zweiten Teilbereich ist das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment zumindest gleich groß, vorzugsweise etwas größer als das jeweils anstehende Moment der Brennkraftmaschine.

Um eine genaue Steuerung bzw. Regelung des von der Überbrückungskupplung übertragbaren Drehmomentes zu gewährleisten, kann es besonders vorteilhaft sein, wenn das von der Überbrückungskupplung im ersten Drehzahlbereich übertragbare Moment nicht unter 1% des nominalen Momentes der Brennkraftmaschine fällt, vorzugsweise größer gehalten wird als 1% dieses nominalen Momentes. Dadurch wird ein Mindestdruck für die Überbrückungskupplung gewährleistet, der mit den bekannten Ventilen noch einwandfrei eingestellt werden kann. Aufgrund des Mindestdruckniveaus kann also dieser Druck in verhältnismäßig engen Grenzen gehalten werden.

Für die meisten Anwendungsfälle kann es sinnvoll sein, wenn der erste Bereich von Leerlaufdrehzahl bis maximal 3000 U/min, vorzugsweise bis maximal zu einem Wert, der zwischen 2000 und 2500 U/min liegt, reicht. Für manche Anwendungsfälle kann es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn der obere Wert oberhalb von 3000 U/min oder unterhalb von 2000 U/min liegt.

Zweckmäßigerweise kann im Rahmen einer Weiterbildung der Erfindung das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment, über den gesamten Betriebsbereich des Antriebssystems betrachtet, derart erfolgen, daß in einem ersten unteren Bereich dieses Gesamtbetriebsbereiches die Schwingungsentkoppelung zumindest im wesentlichen über den Dämpfer erfolgt und in einem zweiten sich daran anschließenden Bereich die Schwingungsentkoppelung im wesentlichen durch Einstellung von Schlupf in der Überbrückungskupplung gewährleistet wird. In diesem zweiten Bereich kann der vorhandene Dämpfer zeitweise zusätzlich zur Wirkung kommen, d. h. also die Kraftspeicher des Dämpfers entspannt und wieder komprimiert werden, wobei jedoch dieser Dämpfer in diesem zweiten Bereich bezüglich der Schwingungsentkoppelung eine untergeordnete Rolle besitzt.

Der im wesentlichen für den ersten Drehzahlbereich ausgelegte Torsionsdämpfer der Überbrückungskupplung hat vorzugsweise, wie bereits erwähnt, ein Anschlag- bzw. Überbrückungsmoment, das in der Größenordnung zwischen 10 und 60%, vorzugs weise zwischen 15 und 50% des maximalen Momentes der Brennkraftmaschine liegt. Der Torsionsdämpfer kann jedoch gemäß einer weiteren Ausgestaltungsmöglichkeit der Erfindung auch derart ausgelegt werden, daß dieser anschließend an den Ver drehwinkel, welcher der vorerwähnten Momentengröße entspricht, noch einen verhältnismäßig kleinen Verdrehwinkel besitzt, in dem die Federrate ein Vielfaches beträgt bzw. sehr steil ist, so daß der Torsionsdämpfer eine so bezeichnete An schlagfederung besitzt, die ein zu hartes Aufeinanderprallen der die Drehbegrenzung im Torsionsdämpfer bewirkenden Bauteile verhindert. Dadurch können die eventuell vorhandenen Anschlaggeräusche wesentlich vermindert werden. Das Verhältnis zwischen dem durch die Anschlagfederung ermöglichten Verdrehwinkel und dem übrigen vorgeschalteten Restverdrehwinkel kann in vorteilhafter Weise in der Größenordnung von 1 zu 2 bis 1 zu 5, vorzugsweise in der Größenordnung von 1 zu 2,5 liegen. Die durch die Anschlagfederung verursachte Drehsteifigkeit ist in vorteilhafter Weise 4- bis 10mal größer als die dieser Anschlagfederung vorgeschaltete Drehsteifigkeit des Torsionsdämpfers. In vorteilhafter Weise kann das durch die Anschlagfederung bewirkte Endanschlagmoment des Torsionsdämpfers das 2- bis 5- fache des vorerwähnten, am Ende des ersten Bereiches vorhandenen Momentes betragen. In vorteilhafter Weise ist jedoch das durch die Anschlagfederung maximal übertragbare Moment kleiner als das maximale Motormoment. Der durch die An schlagfederung abgedeckte Verdrehwinkel zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsdämpfers kann in der Größenordnung von 0,5 bis 3° liegen, wobei es vorteilhaft sein kann, wenn dieser Winkel in der Größenordnung von 1 bis 2° liegt. Die Anschlagfederung kann auch derart ausgelegt sein, daß diese lediglich in Zugrichtung wirksam ist.

Durch eine Ausgestaltung des Torsionsschwingungsdämpfers für eine Überbrückungs kupplung entsprechend der Erfindung kann die bereits erwähnte und bei verhältnis mäßig geringem Moment auftretende Brummproblematik beseitigt werden. Dies ist wahrscheinlich darauf zurückzuführen, daß die erwähnten Haftphasen der Kupplung durch den drehelastischen Torsionsdämpfer überbrückt werden.

Gemäß einer anderen sinnvollen Weiterbildung der Erfindung kann das von der Überbrückungskupplung zumindest im ersten Bereich übertragbare Moment bei Auftreten von Zuständen mit hoher Schwingungsamplitude im Antriebsstrang, das ist z. B. bei Resonanz, Lastwechselschlag oder dergleichen, verringerbar sein, wodurch der Schlupf in der Überbrückungskupplung vergrößert wird. Bei Lastwechselschlag kann, falls erforderlich, in der Schubphase das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment praktisch vollständig abgebaut werden. Eine Verringerung der Drehmomentübertragungskapazität der Überbrückungskupplung bei den vorerwähnten Betriebsbedingungen kann auch in vorteilhafter Weise im zweiten Drehzahlbereich erfolgen.

Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform kann das Antriebssystem bzw. das Übertragungssystem derart konzipiert sein, daß zumindest der wesentliche Anteil des im Hauptfahrbereich genutzten Kennfeldes der Brennkraftmaschine unter den ersten Bereich fällt. Dieser Hauptfahrbereich kann in vorteilhafter Weise wenigstens die Bereiche des Motorkennfeldes, die für den FTP75-Zyklus und/oder für den ECE- Zyklus Stadt-, Landstraßen- und Autobahnverkehr (Stadt, 90 km/h, 120 km/h) relevant sind, umfassen. Durch eine derartige Auslegung wird gewährleistet, daß im Hauptfahr bereich die Schwingungsisolation praktisch vorwiegend über den Dämpfer erfolgt und somit der Wandler praktisch immer überbrückt ist, wodurch eine energiesparende bzw. kraftstoffsparende Betriebsweise gewährleistet ist. Dies ist bei den bisher bekannten Antriebssystemen mit schlupfender Überbrückungskupplung nicht der Fall, da bei diesen gerade im ersten Drehzahlbereich ein Schlupf eingestellt wird, wie dies aus dem eingangs angeführten Stand der Technik hervorgeht. Dadurch, daß gemäß der Erfindung der Torsionsdämpfer der Überbrückungskupplung vorzugsweise auf den Hauptfahrbereich ausgelegt ist, kann eine wesentlich bessere Dämpfung der dort auftretenden Drehschwingungen erzielt werden als dies bei einer auf einen größeren Fahrbereich ausgelegten Dämpferausbildung möglich wäre. Darüber hinaus ergibt sich ein besonders kompakter Wandleraufbau.

Gemäß einer Ausgestaltungsmöglichkeit der Erfindung kann im zweiten Drehzahlbe reich das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment, das 0,6- bis ca. 1- fache des jeweils anstehenden Momentes der Brennkraftmaschine betragen, vorzugs weise das 0,8- bis 0,9-fache. Zweckmäßig ist es, wenn das von der Überbrückungs kupplung übertragbare Moment im zweiten Drehzahlbereich stets unterhalb des anstehenden Motormomentes bleibt. Durch eine derartige Auslegung kann gewähr leistet werden, daß im zweiten Betriebsbereich stets ein geringer Schlupf in der Überbrückungskupplung vorhanden ist, der zur Dämpfung der dort auftretenden Drehmomentungleichförmigkeiten, welche Torsionsschwingungen verursachen, dient.

Bei unkritischen Fahrzeugen, d. h. also bei Fahrzeugen, die im zweiten Drehzahlbe reich bzw. Betriebsbereich keine größeren Ungleichförmigkeiten in der Drehmoment abgabe aufweisen, kann die Überbrückungskupplung auch praktisch geschlossen werden, das bedeutet, daß das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment zumindest dem von der Brennkraftmaschine zum entsprechenden Zeitpunkt abgegebe nen Moment entspricht, vorzugsweise geringfügig darüber liegt. Das Verhältnis kann dabei vorzugsweise in der Größenordnung zwischen 1 und 1,2 liegen.

Bei der vorangegangenen Beschreibung ist stets die Rede von zwei Betriebsbereichen, wobei hier Bereiche gemeint sind, die sich an die Leerlaufdrehzahl anschließen. Die Erfindung ist jedoch nicht auf Ausführungsformen begrenzt, bei denen der gesamte drehzahlmäßige Betriebsbereich des Antriebssystems oberhalb der Leerlaufdrehzahl lediglich in zwei Bereiche unterteilt ist, sondern ist auch auf Ausführungsvarianten gerichtet, bei denen der gesamte Betriebsbereich in mehr als zwei Bereiche unterteilt ist. So kann es bei manchen Antriebssystemen zweckmäßig sein, wenn an die bereits beschriebenen zwei Bereiche ein dritter Bereich sich anschließt, wobei in diesem dritten Bereich stets eine vollständige Wandlerüberbrückung vorhanden ist. Dieser dritte Bereich umfaßt also eine Drehzahlspanne, die oberhalb der des zweiten Bereiches liegt, der untere Wert dieses dritten Drehzahlbereiches muß dabei derart festgelegt werden, daß oberhalb dieses Wertes keine störenden Anregungen durch die Brennkraftmaschine erfolgen können, so daß keine Schwingungsdämpfung durch Schlupf erforderlich ist.

Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung kann bei einem Übertragungssystem mit einer Brennkraftmaschine als Antriebsaggregat eine Einrichtung vorgesehen werden, die zumindest bei Beschleunigungsvorgängen feststellt, ob durch Öffnen der Überbrückungskupplung und Beibehaltung des gleichen Ganges oder der gleichen Übersetzung eine Zugkrafterhöhung durch Drehmomentwandlung erzielbar ist, wobei in diesem Fall die Überbrückungskupplung geöffnet wird und der eingelegte Gang oder die eingestellte Übersetzung beibehalten wird, andernfalls das Getriebe zumindest eine Gangstufe zurückgeschaltet wird oder die Übersetzung geändert, wobei die Kupplung dann ebenfalls zumindest teilweise geöffnet werden kann, so daß eine Schlupferhöhung in der Überbrückungskupplung erfolgt. Die erwähnte Einrichtung kann durch eine elektronische Recheneinheit bzw. einen Prozessor gebildet sein, welche bzw. welcher über entsprechende Fühler die erforderlichen Größen bzw. Parameter übermittelt bekommt. Manche dieser Parameter können jedoch auch in der elektronischen Einheit in Form von Mappen oder Kennfeldern abgespeichert sein. So kann z. B. das Kennfeld der Brennkraftmaschine und/oder das Kennfeld des Wandlers und/oder das Kennfeld der Wandlerüberbrückungskupplung in der elektronischen Einheit abgespeichert sein. Der Betriebszustand der Brennkraftmaschine kann weiterhin in Abhängigkeit von deren Drehzahl, vom Drosselklappenwinkel bzw. von der Kraftstoffzufuhrmenge, vom Saugrohrunterdruck und falls erforderlich von der Einspritzzeit bestimmt werden.

Die Erfindung bezieht sich allgemein auf Drehmomentübertragungssysteme und Verfahren hierfür, die im Antriebsstrang mit einem Automatikgetriebe angeordnet sind. Ein Automatikgetriebe kann dabei ein Stufengetriebe mit diskreter Übersetzung bzw. diskreten Übersetzungen sein oder auch ein stufenloses Getriebe mit einer ansteuerbaren kontinuierlichen Übersetzung, wie z. B. bei einem stufenlos einstellbaren Kegelscheibenumschlingungsgetriebe.

Wie bereits erwähnt, kann bei dem erfindungsgemäßen Antriebssystem ab einer gewissen Motordrehzahl bzw. einer bestimmten Geschwindigkeit des Fahrzeuges auch eine Vollüberbrückung des Wandlers erfolgen, da oberhalb dieser Motordrehzahl auch ein aufgrund der Vollüberbrückung praktisch steifes Antriebssystem bezüglich der dort auftretenden Torsionsschwingungen weitgehend unempfindlich ist. Es kann also oberhalb dieser bestimmten Motordrehzahl das Überbrückungsmoment der Kupplung auf einen Wert, der ungefähr dem Motormoment entspricht oder darüber liegt, eingestellt werden.

Durch die erfindungsgemäße Auslegung des Torsionsdämpfers in Verbindung mit der Regel- bzw. Steuerstrategie für das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment können die im Teillastbereich der Brennkraftmaschine an den Reibflächen der Überbrückungskupplung erzeugten, auf Übergänge zwischen Haft- und Gleitzuständen zurückzuführenden Momentenimpulse, welche am Fahrzeug Brummgeräusche erzeugen können, zumindest gemildert werden. Weiterhin können sich in diesem ersten Bereich aufgrund des eingestellten niedrigen Überbrückungsmomentes der Kupplung keine Ruckelschwingungen aufbauen. Die Weichheit des Torsionsdämpfers muß auf das jeweilige Antriebssystem bzw. auf das jeweilige Fahrzeug abgestimmt werden. Sofern der Torsionsdämpfer einen Resonanzbereich aufweist, der im Betrieb des Fahrzeuges durchfahren werden muß, so kann man, sobald dieser Bereich auftritt, einen Schlupf in der Kupplung zulassen. Dadurch kann eine Brumm- bzw. Rasselanregung verhindert werden.

Um den Lastwechsel im ersten Bereich zu begrenzen, dient nicht nur der geringe Verdrehwinkel des Torsionsdämpfers, sondern auch die Ansteuerung der Über brückungskupplung auf ein Moment, das in bezug auf das maximale Moment der Brennkraftmaschine auf einem verhältnismäßig niedrigen Niveau liegt. Wie bereits erwähnt, kann die Ansteuerung derart erfolgen, daß zumindest im ersten Betriebs bereich die Drehmomentübertragungskapazität der Überbrückungskupplung nur geringfügig über dem anstehenden Motormoment liegt. Eine Schwingungserregung des Triebstranges durch Lastwechselvorgänge kann also durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung des Antriebssystems weitgehend verhindert werden. Im zweiten Drehzahlbereich, der einer höheren Last der Brennkraftmaschine entspricht, wird mit kleinerem Moment als das anstehende Motormoment überbrückt, dadurch kommt es zu Schlupf. Dieser Schlupf wirkt ebenfalls geräuschabkoppelnd in einem bestimmten Momentenbereich, vor allem auch im Zusammenwirken mit dem Torsionsdämpfer, da es in diesem Bereich noch zu Haft-/Gleitübergängen zwischen den Reibflächen der Überbrückungskupplung kommen kann.

Im gesamten Betriebsbereich bzw. im gesamten Kennfeldbereich der Antriebs maschine, wie insbesondere Brennkraftmaschine, wird vorzugsweise nur dann überbrückt, wenn es aus energetischen Gründen zweckmäßig erscheint. Es gibt nämlich Bereiche, in denen es sinnvoller ist, unüberbrückt zu fahren anstatt teilweise oder voll überbrückt. Auch wird beim Beschleunigungswunsch des Fahrers die Überbrückungskupplung geöffnet, um eine Drehmomentwandlung herbeizuführen.

Das erfindungsgemäße Antriebssystem und/oder die erfindungsgemäßen Verfahrens schritte zur Einstellung des von der Überbrückungskupplung übertragbaren Momentes können in vorteilhafter Weise in Verbindung mit einem weichen Drehmomentwandler Verwendung finden. Der Einsatz eines derartigen weichen Wandlers ermöglicht ein besseres Beschleunigungsverhalten bei Kraftfahrzeugen, da ein derartiger Wandler eine größere Drehmomentwandlung besitzt und somit ein größerer Wandlungsbereich genutzt werden kann. Darüber hinaus kann der in weiten Bereichen bessere Wirkungs grad des weichen Wandlers im Vergleich zu konventionell ausgelegten Wandlern genutzt werden, wodurch die Verlustleistung und damit der Verbrauch sowie die Öltemperatur herabgesetzt werden können. Der Bereich schlechteren Wirkungsgrades des weichen Drehmomentwandlers wird überbrückt bzw. übersprungen und zwar, indem die Wandlerüberbrückungskupplung im Verhältnis auf das anstehende Motormoment auf einen einen bestimmten Schlupf zulassenden Drehmomentwert geschlossen wird. Durch eine derartige Regelung bzw. Steuerung des Wandlers bzw. dessen Überbrückungskupplung kann gewährleistet werden, daß in allen Fahrzuständen mit besserem Wirkungsgrad und mit geringerer Verlustleistung gefahren werden kann. Da durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung des Antriebssystems auch eine Überbrückung in allen Fahrstufen bzw. bei allen Übersetzungen des Getriebes er möglicht ist, kann der Kraftstoffverbrauch des mit einem solchen Antriebssystem ausgerüsteten Kraftfahrzeuges im wesentlichen auf das Niveau eines Kraftfahrzeuges mit wandlerfreiem bzw. konventionellem Schaltgetriebe verringert werden.

Diese Maßnahme ermöglicht eine besonders kompakte Wandlerausbildung, bei welcher der Wirkungsgrad angesichts der oben erläuterten Lock-up-Steuerung nur noch von sekundärer Bedeutung ist.

Weitere erfinderische Maßnahmen ergeben sich aus den Unteransprüchen der Figurenbeschreibung und den Zeichnungen.

Ein weiterer Grundgedanke der Erfindung bezieht sich, wie bereits erwähnt, auf eine Überbrückungskupplung für einen hydrodynamischen Strömungswandler mit einem Pumpenrad, einem Turbinenrad, einem Leitrad und einem zur Drehachse zentrischen, drehfest mit dem Pumpenrad verbundenen sowie das Turbinenrad umschließenden Wandlerdeckel, wobei gemäß einem weiteren selbständigen oder in Kombination mit wenigstens einem weiteren, der vorliegenden Anmeldung zugrundeliegenden Merkmal verwendbaren Erfindungsmerkmal der zwischen dem Wandlerdeckel und dem Turbinenrad angeordnete zentrische Ringkolben radial außen mit einer konischen Kupplungsreibfläche versehen ist. Dabei kann der Ringkolben radial innen eine auf einer drehfest mit dem Turbinenrad verbundenen Gegendichtnabe aufgenommene Dichtnabe besitzen und zumindest ein ringförmig ausgebildetes Dämpferelement einer Dämpfereinheit in Umfangsrichtung zwischen einem drehfest mit dem Ringkolben verbundenen Dämpferantriebsteil und einem mit dem Turbinenrad drehfest ver bundenen Dämpferabtriebsteil aufgenommen sein.

Die Dämpfereinheit kann dabei, wie bereits erwähnt, einen Dämpfer mit drehfedern den Mitteln umfassen, die ringförmig ausgebildet und auf der zum Wandlerdeckel hinweisenden Seite des Ringkolbens zwischen dessen Nabenteil und der mit einer entsprechend konisch gestalteten Gegenreibfläche des Wandlerdeckels zusammen wirkenden Reibfläche angeordnet sind.

Eine Überbrückungskupplung der vorgenannten Art mit sich nach der vom Turbinen rad weg weisenden Seite öffnende Konen weist eine besonders geringe axiale Baulänge auf und ermöglicht auch die Anordnung eines Federdämpfers mit großen Verdrehwin keln, da das ringförmige Dämpferelement zwischen dem radial äußeren Bereich des Turbinenrades und der mit einer Reibfläche versehenen Kupplungsreibscheibe des Ringkolbens angeordnet werden kann. Dies führt zu einer Vergrößerung des Zwickels zwischen dem peripheren Bereich des Turbinenrades und der Kupplungsreibscheibe des Ringkolbens und damit zu verbesserten Einbaumöglichkeiten für die Dämpfereinheit.

Für manche Anwendungsfälle kann es aber auch vorteilhaft sein, wenn die zusammen wirkenden Reibflächen des Ringkolbens und Wandlerdeckels als sich zum Turbinenrad hin öffnende Konen ausgebildet sind. Auch diese Bauweise gewährleistet die für konische Kupplungen typische Kraftverstarkung und die besonders steife Ausbildung des Ringkolbens.

Eine konstruktiv sinnvolle Ausgestaltung sieht vor, daß mit dem Turbinenrad in dessen radial äußeren Bereich das Dämpferabtriebsteil drehfest verbunden ist, an dem sich das Dämpferelement abtriebsseitig abstützt, während die antriebsseitige Abstützung ein mit dem Ringkolben drehfest verbundenes Dämpferantriebsteil vermittelt.

Bei diesem Dämpferabtriebsteil kann es sich zweckmäßigerweise um ein mit dem Turbinenrad verschweißtes Ringteil mit in Richtung auf die Reibscheibe des Ringkolbens vorstehenden Mitnehmerfingern handeln.

Das Dämpferantriebsteil ist dagegen bevorzugt blattfederartig ausgebildet, mit dem Ringkolben drehfest verbunden und mit auf der zum Turbinenrad des Drehmomenten wandlers hinweisenden Seite der Kupplungsreibscheibe vorstehenden und die Dämpfer- Federelemente umgreifenden Armen sowie an einem Stirnende in Umfangsrichtung abstützenden Mitnehmern versehen.

Anhand der beigefügten Zeichnungen sollen nachstehend Einzelheiten des erfindungs gemäßen Steuerungsverfahrens bei dessen Anwendung bei Kraftfahrzeugen mit Brennkraftmaschinenantrieb und einem Drehmomenten-Übertragungssystem mit einem Strömungswandler und einer dazu parallelen Überbrückungskupplung sowie durch dieses Steuerungsverfahren erzielbare Vorteile im Vergleich zu bekannten Steuerungs verfahren erläutert werden, desgleichen eine als Ausführungsbeispiel veranschaulichte Überbrückungskupplung. Es zeigen:

Fig. 1a in einer schematischen Darstellung ein Drehmomenten-Übertragungssystem mit einem Strömungswandler und einer dazu parallel angeordneten und den Wandler überbrückenden Reibungskupplung,

Fig. 1b eine Darstellung des Motormoments als Funktion der Motordrehzahl,

Fig. 1c die Verluste am Wandler im Vergleich,

Fig. 1d die Verlustleistung als Funktion der Fahrzeuggeschwindigkeit,

Fig. 1e den Einfluß der Wandlerauslegung auf die Zugkraft,

Fig. 2 eine Halbschnittansicht des der schematischen Darstellung in Fig. 1a ent sprechenden Drehmomenten-Übertragungssystems mit einem Wandler und einer Lock-up-Kupplung sowie mit einem Schema der zugeordneten Druck mediensteuerung,

Fig. 3 in einem Schaubild die Aufteilung des Motormomentes in ein von dem Drehmomentenwandler und ein von der Überbrückungskupplung zu über tragendes Moment in Abhängigkeit von dem am Wandler und der diesen überbrückenden Reibungskupplung auftretenden Schlupf,

Fig. 4 die Motordrehzahl und die Differenzdrehzahl am Wandler in Abhängigkeit von der Zeit beim Beschleunigen eines Kraftfahrzeuges mit einem Schalt vorgang bei gemäß der Erfindung momentengesteuerter Wandlerüber brückung.

Fig. 5 korrespondierend zu Fig. 4 das Abtriebsmoment über die Zeit beim Be schleunigen eines Fahrzeugs mit einem Schaltvorgang bei momentenge steuerter Wandlerüberbrückung,

Fig. 6 in einer Ansicht wie in Fig. 4 das Drehzahlverhalten beim Beschleunigen und bei schlupfgeregelter Wandlerüberbrückung,

Fig. 7 korrespondierend zu Fig. 6 in einer Ansicht wie in Fig. 5 das Abtriebs moment über der Zeit beim Beschleunigen bei schlupfgeregelter Wand lerüberbrückung,

Fig. 8 in einer Ansicht wie in den Fig. 4 und 6 das Drehzahlverhalten beim Be schleunigen mit während eines Schaltvorganges geöffneter und nach dem Schaltvorgang wieder geschlossener Wandlerüberbrückung,

Fig. 9 korrespondierend zu Fig. 8 in einer Ansicht wie in den Fig. 5 und 6 das Abtriebsmoment über der Zeit beim Beschleunigen mit während eines Schaltvorganges geöffneter und nach dem Schaltvorgang wieder geschlosse ner Wandlerüberbrückung,

Fig. 10 ein den Verlauf der an der Überbrückungskupplung wirksamen Druckdiffe renz in Abhängigkeit von der Zeit veranschaulichendes Schaubild zur Vor ausbestimmung des nach einem Abtastintervall gewünschten Wertes der Druckdifferenz,

Fig. 11a ein Drehmomenten-Übertragungssystem mit einer einen hydrodynamischen Wandler überbrückenden Reibungskupplung,

Fig. 11b und Fig. 11c eine Temperaturverteilung bei Wandlerüberbrückungskupplungen,

Fig. 11d und Fig. 11e die maximale Flächenpressung bei Wandlerüberbrückungskupplungen,

Fig. 12 in einem Schaubild die Aufteilung des Motormomentes in ein vom Dreh momentwandler und ein von der Überbrückungskupplung zu übertragendes Moment in Abhängigkeit von dem am Wandler und der diesen über brückenden Reibungskupplung auftretenden Schlupf,

Fig. 13 in einem Primärkennfeld eines "hart" ausgelegten Wandlers das Pumpen moment über der Pumpendrehzahl mit dem Drehzahlverhältnis Turbine/ Pumpe als Parameter,

Fig. 14 in einem Sekundärkennfeld das Turbinenmoment des "hart" ausgelegten Wandlers über der Turbinendrehzahl,

Fig. 15 das Abtriebskennfeld eines in herkömmlicher Weise "hart" ausgelegten Wandlers,

Fig. 16 in einer Ansicht wie in Fig. 15 das Primärkennfeld eines "weich" ausgeleg ten Wandlers mit dem Pumpenmoment über der Pumpendrehzahl und dem Drehzahlverhältnis Turbine/Pumpe als Parameter,

Fig. 17 in einem Sekundärkennfeld des gem. Fig. 18 "weich" ausgelegten Wandlers das Turbinenmoment über der Turbinendrehzahl,

Fig. 18 anhand der übereinandergelegten Sekundärkennfelder nach den Fig. 16 und 19 den bei "weicher" Auslegung des Wandlers zusätzlich nutzbaren Wandlungsbereich,

Fig. 19 in einer Ansicht wie Fig. 17 das Abtriebskennfeld des gemäß Fig. 18 weich ausgelegten Wandlers.

Fig. 20 den Einfluß der Wandlerauslegung auf die Verluste,

Fig. 21 Drehschwingungen von Motor und Getriebe,

Fig. 22 ein Lastwechselverhalten mit konventionellem Federdämpfer,

Fig. 23 die Wirkung von Schlupf auf das Schwingungsverhalten,

Fig. 24 das Lastwechselverhalten mit und ohne Schlupf,

Fig. 25 den erforderlichen Schlupf ohne und mit Mini-Torsionsdämpfer,

Fig. 26 ein "Bubble-Chart" zum Zusammenwirken von Schlupf, Mini-Torsions dämpfer, Konusdesign und adaptiver Steuerung,

Fig. 27 anhand von verschiedenen Diagrammen Beispiele für Kriterien zur Aus legung des K_me-Faktors bzw. K_me-Kennfeldes.

Fig. 28 ein Flußdiagramm eines Verfahrens zur Momentensteuerung mit Adaption einer Wandlerüberbrückungskupplung.

Fig. 29 verschiedene Diagramme zur Erläuterung der additiven und multiplikativen Korrekturfaktoren, welche für die Momentensteuerung einer Kupplung verwendbar sind.

Fig. 30 ein Flußdiagramm einer Momentensteuerung für eine Kupplung.

Fig. 31 ein Drehmomenten-Übertragungssystem mit einer einen hydrodynamischen Wandler überbrückenden Reibungskupplung.

Fig. 32 und Fig. 33 Einzelheiten des Torsionsschwingungsdämpfers gemäß Fig. 24

Fig. 34 eine mögliche Torsionskennlinie für den Dämpfer einer Lock-up-Kupplung

Fig. 35 in einer Ansicht das Abtriebskennfeld eines "weich" ausgelegten Wandlers.

Fig. 36 die Summenhäufigkeit des Schlupfes,

Fig. 37 die Verluste bei einer Bergfahrt,

Fig. 38 eine schematische Darstellung des Steuerverfahrens,

Fig. 39 ein Zugkraftdiagramm.

Das in den Fig. 1a und 2 veranschaulichte Drehmomenten-Übertragungssystem 10 umfaßt einen Drehmomentenwandler 11 und eine strömungsdruckmittelbetätigbare Überbrückungskupplung 12, die zu dem Drehmomentenwandler parallelgeschaltet ist. Das Drehmomenten-Übertragungssystem ist über eine nur angedeutete Welle 13 mit einer nicht gezeigten Brennkraftmaschine wirkverbunden und steht seinerseits abtriebsseitig über eine Abtriebswelle 14 mit einem im Abtriebsstrang nachgeordneten Automatikgetriebe in Antriebsverbindung, das ebenfalls nicht gezeigt ist.

Wie die schematische Halbschnittansicht des Drehmomenten-Übertragungssystems 10 in Fig. 2 in Verbindung mit dem Drucksteuerschema zeigt, handelt es sich bei dem Drehmomentenwandler 11 um einen herkömmlichen Strömungswandler. Dieser Strömungswandler besteht aus einem mit dem Abtrieb einer Brennkraftmaschine verbundenen Wandlerdeckel 16, einem zusammen mit dem Wandlerdeckel das Wandlergehäuse bildenden Pumpenrad 17, einem seinerseits über eine Abtriebswelle mit dem nicht dargestellten Automatikgetriebe verbundenen Turbinenrad 18 sowie aus einem zwischen dem Pumpen- und Turbinenrad angeordneten Leitrad 19. Die den Wandler überbrückende Reibungskupplung 12 ist zwischen dem Turbinenrad 18 und dem Wandlerdeckel 16 angeordnet und besitzt eine drehfest mit dem Turbinenrad des Wandlers verbundene Kupplungsscheibe 20, deren Reibbelag 21 mit einer Gegen fläche 22 des Wandlerdeckels 16 zusammenwirkt. Die Reibungskupplung besitzt ferner eine dem Turbinenrad 18 zugewandte rückwärtige Kammer 24 und eine dem Wand lerdeckel 16 zugewandte vorderseitige Kammer 25.

Der Wandler ist ein Strömungsgetriebe mit Pumpe 17, Turbine 18 und Leitrad 19. Ohne Schlupf überträgt er kein Moment. Bei konstanter Eingangsdrehzahl gilt: Je höher der Schlupf, desto höher das Moment. Fig. 1b zeigt diesen Zusammenhang für einen fast gebremsten Abtrieb, wobei die durchgezogene Linie in Fig. 1b einen konventionellen Wandler darstellt und die unterbrochene Linie einen weichen Wandler repräsentiert.

Weicher wird ein Wandler genannt, der bei gleichem Moment einen höheren Schlupf hat, das heißt auch, daß er bei gleichem Schlupf weniger Moment überträgt. Der weichere Wandler setzt also dem Motor weniger Widerstand entgegen. Fordert der Fahrer ein höheres Moment, so baut der weichere Wandler höhere Drehzahldifferen zen auf.

Die höheren Drehzahldifferenzen bewirken den sogenannte Gummibandeffekt, das Fahrzeug reagiert verzögert auf Gas, d. h. es hängt nicht am Gas.

Aber: Die meisten Emissionstests beginnen mit einer Kaltphase. Wenn der Motor leichter höhere Drehzahlen in dieser Phase erreicht, wird er schneller warm und die Emissionen werden deutlich besser.

Bei gegebener Motordrehzahl setzt der weiche Wandler dem Motor ein geringeres Moment entgegen. Steht das Fahrzeug bei Motorleerlaufdrehzahl, so muß der Motor das Wandlermoment überwinden, dadurch werden die Verluste bei Fahrzeugstillstand Fig. 1c beim weichen Wandler geringer. In Fig. 1c ist beispielhaft der Verlust bei Fahrzeugstillstand eines weichen Wandlers mit 0.95 dargestellt, wobei der Verlust für einen konventionellen Wandler mit 1.6 angegeben ist.

Bei verlangtem Abtriebsmoment, z. B. bei einer gegebenen Fahrzeuggeschwindigkeit bei gegebener Steigung, wird der Schlupf beim weichen Wandler größer, wie Fig. 1b zeigt, also werden auch die Verluste größer (Fig. 1d).

Im Gegensatz zur Kupplung kann ein Drehmomentwandler das Drehmoment vergrößern. Diese Momentenwandlung ist bei gleichem Durchmesser bei weich ausgelegtem Wandler höher.

Erhöht man die Wandlung bei gleichem Durchmesser, wird der Wandler weicher. Die höhere Wandlung führt dazu, daß die Zugkraft (und damit das Beschleunigungsver mögen) steigt (Fig. 1e).

Der Wandler 11 wird in bekannter Weise über eine pumpenradseitig in das Wand lergehäuse einmündende Leitung 30 von einer nicht weiter dargestellten Druckmittel quelle mit Strömungsdruckmittel versorgt, wobei die Drucksteuerung über ein Steuerventil 31 erfolgt, das seinerseits von einem Steuerelement 31 gesteuert wird. Abgeführt wird das Strömungsdruckmittel hingegen über eine nicht gezeigte Leitung zu einem nur angedeuteten Kühler 32. Neben der Beaufschlagung des Turbinenra des 18 wirkt der Druck des Strömungsdruckmittels auf der Abströmseite des Pumpenrades 17 auch in der rückwärtigen Kammer 24 der Reibungskupplung 12, beaufschlagt die Kupplungsscheibe 20 und drückt diese an die mit deren Reibbelag 21 zusammenwirkende Gegenfläche 22 des Wandlerdeckels 16 an. Da gemäß der Erfindung die Kupplung in allen Betriebsbereichen mit Schlupf gefahren wird, erfolgt durch den in Abhängigkeit vom Schlupf mehr oder weniger großen Spalt zwischen dem Reibbelag 21 der Kupplungsscheibe 20 und der damit zusammenwirkenden Gegenfläche 22 des Wandlerdeckels 16 eine gedrosselte Strömungsmitteldruckbeauf schlagung der sich zwischen der Kupplungsscheibe 20 und dem Wandlerdeckel 16 erstreckenden vorderseitigen Kammer 25. Die Strömungsdrückmittelbeaufschlagung der vorderseitigen Kammer 25 ist mittels eines mit dieser Kammer über eine Leitung 34 verbundenen Ventils so steuerbar, daß ein einstellbarer und zwischen der rückwärtigen und vorderseitigen Kammer wirksamer Differenzdruck das von der Reibungskupplung 12 übertragbare Drehmoment bestimmt.

Angesichts der Parallelanordnung des Wandlers 11 und der letzteren überbrückenden Reibungskupplung 12 ist das Motormoment gleich der Summe der vom Wandler bzw. dem Pumpenrad und von der Kupplung übertragenen Momente, also

M_Motor = M_Kupplung + M_Pumpenrad

Das Getriebemoment, soweit man von Verlusten im Übertragungssystem absieht, ist gleich der Summe der vom Wandler bzw. dem Turbinenrad übertragenen Momente, also

M_Getriebe = M_Kupplung + M_Turbinenrad oder M_Kupplung + (M_Pumpenrad × Wandlung).

Die Aufteilung des Motormomentes in ein vom Wandler und ein von der über brückenden Reibungskupplung zu übertragendes Moment veranschaulicht Fig. 3 in Abhängigkeit vom Schlupf. Es ist ersichtlich, daß mit zunehmendem Schlupf der vom Wandler übertragene Anteil des Motormomentes ansteigt und dementsprechend das von der Kupplung übertragene Moment abfällt.

Bei dem erfindungsgemäßen Steuerungsverfahren wird allerdings nicht der Schlupf geregelt, sondern in Abhängigkeit vom Betriebszustand des Motors der von der Reibungskupplung zu übertragende Anteil des Motormomentes bestimmt und von einer Rechnereinheit, etwa einem Mikroprozessor, der für die Übertragung des vor bestimmten Drehmomentes notwendige Differenzdruck an der Reibungskupplung eingestellt. Der Schlupf ergibt sich dann von selbst.

In Fig. 4 sind über der Zeit die Motordrehzahl 40 und die Differenzdrehzahl 41 am Wandler beim Beschleunigen und beim Hochschalten von beispielsweise dem zweiten in den dritten Gang dargestellt. Infolge des Beschleunigens steigt die Motordrehzahl im zweiten Gang zunächst bis zum Auslösen des Schaltvorganges an und fällt während des bei 42 beginnenden Schaltvorganges ab. Die Differenzdrehzahl am Wandler hingegen bleibt zunächst konstant, steigt dann aber während des Schaltvorganges stark an. Nach dem Umschalten vom zweiten in den dritten Gang fallen bei 43 die Motordrehzahl und die Differenzdrehzahl am Wandler ab, und zwar letztere nach einem geringfügigen Überschwingen auf einen auf höherem Niveau als vor dem Schaltvorgang konstant bleibenden Wert. Dies ist bei Fig. 4 veranschaulicht. Die Motordrehzahl hingegen steigt angesichts der vorausgesetzten Beschleunigung im dritten Gang wieder leicht an. Es ist ersichtlich, daß zu keinem Zeitpunkt die den Wandler überbrückende Reibungskupplung haftet. Es wird vielmehr in allen Betriebsbereichen mit Schlupf gefahren.

Von besonderem Interesse ist das korrespondierend zu Fig. 4 in Fig. 5 über der Zeit dargestellte Abtriebsmoment 44, das zu Beginn des Schaltvorganges stark abfällt, dann während der Phase großen Schlupfs angesichts der dadurch bedingten Momenten erhöhung steil ansteigt und am Ende des Schaltvorganges ohne nennenswerte und im übrigen sogleich abklingende Nachschwingung 46 im Antriebsstrang auf einen dem dritten Gang entsprechenden Wert zurückfällt.

Die Fig. 6 und 7 zeigen, daß bei schlupfgeregelter Wandlerüberbrückung die Verhältnisse beim Schaltvorgang ganz anders liegen. Auch die Fig. 6 und 7 beziehen sich auf das Umschalten vom zweiten in den dritten Gang eines beschleunigenden Fahrzeugs.

Wie Fig. 6 zeigt, steigt im zweiten Gang die Motordrehzahl 40′ bis zum Auslösen des Schaltvorganges bei 42′ an, während die Differenzdrehzahl 41′ am Wandler und damit der auftretende Schlupf konstant bleibt. Zu Beginn des Schaltvorganges bei 42′ fällt die Motordrehzahl ab, während die Differenzdrehzahl am Wandler ansteigt. Nach dem Umschalten in den dritten Gang fallen wiederum die Motordrehzahl und die Differenz drehzahl am Wandler ab.

Da bei schlupfgeregelter Wandlerüberbrückung das Bestreben dahin geht, die Differenzdrehzahl am Wandler auch während des Schaltvorganges konstant zu halten, dauert der Schaltvorgang länger als bei momentengesteuerter Wandlerüberbrückung, weil die Turbine des Wandlers nicht nachgeben kann. Am Ende des Schaltvorganges tritt bei 47 Haften an der überbrückenden Reibungskupplung ein, weil die Schlupfrege lung erst wirken kann, wenn sich eine Abweichung eingestellt hat, und auch dann nur mit einer durch die Stellelemente und die Reglerstabilität begrenzten Geschwindigkeit. Schließlich stellt sich, wie Fig. 6 zeigt, nach dem zeitlich länger andauernden Schaltvorgang der Schlupf 41′ wieder auf dem vor dem Schaltvorgang vorhandenen Niveau ein.

Auch bei schlupfgeregelter Wandlerüberbrückung fällt zu Beginn des Schaltvorganges das Abtriebsmoment 44′ stark ab, um danach in gleicher Weise wie bei momentenge regelter Wandlerüberbrückung steil anzusteigen und am Ende des eigentlichen Schaltvorganges mit merklichen und erst nach und nach abklingenden Nachschwin gungen 46′ auf einen den dritten Gang entsprechenden Wert zurückzufallen.

Es ist ersichtlich, daß bei schlupfgeregelter Wandlerüberbrückung der Drehzahl gradient und die Drehzahldifferenz beim Schaltende sehr groß sind. Dies ist die Ursache dafür, daß am Ende des Schaltvorganges die Reibungskupplung haftet und sich angesichts des dann vollständig überbrückten Wandlers die erwähnten Nach schwingungen im Abtriebsstrang einstellen.

Auch die Fig. 8 und 9 zeigen analog zu den Fig. 4 und 5 die Beschleunigung eines Fahrzeugs mit Schaltvorgang, wobei die Wandlerüberbrückung während des Schaltvor ganges geöffnet, nach dem Umschalten in einen höheren Gang aber geschlossen ist.

Aus Fig. 8 ist ersichtlich, daß bis zum Auslösen eines Schaltvorganges bei 42′′ die Motordrehzahl 40′′ ansteigt, hingegen die Differenzdrehzahl 41′′ am Wandler leicht abfällt. Während des eigentlichen Schaltvorganges fällt dann die Motordrehzahl entsprechend der Umschaltung in einen höheren Gang ab. Die Drehzahldifferenz 41′′ am Wandler steigt beim Einleiten des Schaltvorganges an, um dann am Schaltende wieder abzufallen und nach Ablauf einer vorbestimmten Zeit infolge des Schließens der Wandlerüberbrückung bei 48 auf Null zu gehen. Beim Antriebsmoment sind die Verhältnisse zunächst ganz ähnlich wie bei der erfindungsgemaßen Momentensteuerung der Wandlerüberbrückung, aber zu dem schnell abklingenden Überschwingen 46′′ unmittelbar am Ende des Schaltvorganges kommt beim Abfall der Differenzdrehzahl auf Null, also beim vollständigen Schließen der den Wandler überbrückenden Reibungskupplung, es zu erheblichen Schaltstößen mit nur langsam abklingenden Schwingungen 49 im Abtriebsstrang.

Wie der Vergleich des erfindungsgemäßen Steuerungskonzepts anhand der Fig. 4 und 5 mit der schlupfgeregelten Wandlerüberbrückung nach den Fig. 6 und 7 und dem Steuerungskonzept mit während des Schaltvorganges geöffneter, nach dem Schalten aber geschlossener Wandlerüberbrückung nach den Fig. 8 und 9 gezeigt hat, treten bei der momentengesteuerten Wandlerüberbrückung nach der Erfindung wesentlich geringere Schaltstöße als bei den anderen Steuerungskonzepten ein. Dies beruht darauf, daß während der Schaltung die ohnehin mit vorbestimmtem Schlupf gefahrene Wandlerüberbrückung nachgibt und die Differenzdrehzahl entsprechend ansteigen kann.

In dem Schaubild gemäß Fig. 10 zeigt die Kurve 50 den Verlauf der an der Lock-up- Kupplung wirksamen Druckdifferenz Δp in Abhängigkeit von der Zeit. Ausgehend vom Anfangsdifferenzdruck Δp_Start steigt die Druckdifferenz über der Zeit zunächst steil an, was die an Δp_Start anliegende Tangente 51 anzeigt, um sich dann allmählich im Anstieg abzuschwächen und schließlich einem durch die strichpunktierte Linie 52 angedeuteten Soll-Differenzdruck asymptotisch anzunähern. Dies geschieht durch schrittweises Annähern, indem ausgehend von einem Differenzdruck Δp_n zu einem Zeitpunkt t_n nach der im Patentanspruch 4 angegebenen Gleichung nach einem Abtastintervall Δt zu einem Zeitpunkt t_n+1 der Differenzdruck Δp_n+1 bestimmt, der nach dem Zeitintervall Δt erforderliche Gradient der Druckdifferenz errechnet und dieser Gradient mittels des Hydrauliksystems eingestellt und schließlich diese Schrittfolge laufend wiederholt wird, bis der durch die strichpunktierte Linie 52 angedeutete Sollwert der Druckdifferenz erreicht ist.

Bei dem als Ausführungsbeispiel in Fig. 11a veranschaulichten Drehmomenten- Übertragungssystem 60 handelt es sich um einen hydrodynamischen Drehmomenten wandler 61 mit einer Überbrückungskupplung 62 und einer zwischen dem Drehmo mentenwandler und der Überbrückungskupplung wirksamen Dämpfereinheit 63.

Der Drehmomentenwandler 61 umfaßt ein mit einer nicht dargestellten Brennkraftma schine in drehfester Antriebsverbindung stehenden Pumpenrad 65, ein mit einer abtriebsseitigen Nabe 66 wirkverbundenes Turbinenrad 67, ein im Strömungskreislauf zwischen Pumpenrad und Turbinenrad feststehend angeordnetes Leitrad 68 und einen mit dem Pumpenrad drehfest verbundenen und das Turbinenrad umschließenden Wand lerdeckel 70.

Der Wandlerdeckel 70 ist mit dem Pumpenrad 65 drehfest verbunden und vermittelt dessen Antriebsverbindung mit der Brennkraftmaschine über auf der vom Pumpenrad abgewandten Seite vorstehende Mitnehmerzapfen 71, 72, auf denen ein nicht dargestelltes Schwungrad der Brennkraftmaschine aufgenommen ist.

Zwischen dem Turbinenrad 67 und dem Wandlerdeckel 70 ist ein zur Drehachse des Wandlers zentrischer Ringkolben 74 angeordnet, bei dem es sich um ein Blechformteil handelt. Dieser Ringkolben ist radial innen mit einer Dichtnabe 75 auf einer sich von dem mit dem Turbinenrad drehfest verbundenen Nabenteil 66 forterstreckenden Gegendichtnabe 76 aufgenommen und radial außen als Kupplungs-Reibscheibe 78 mit einer konischen Reibfläche 79 ausgebildet.

Die mit einem geeigneten Belag ausgerüstete konische Reibfläche 79 der Reib scheibe 78 des Ringkolbens 74 wirkt mit einer entsprechend konisch gestalteten Gegenreibfläche 80 des drehfest mit dem Pumpenrad 65 verbundenen Wandlerdek kels 70 zusammen. Die Konen der zusammenwirkenden Reibflächen öffnen sich gemäß der mit weit auseinander liegenden Schraffurstrichen versehenen Ausführung nach der vom Turbinenrad 65 weg weisenden Seite. Angesichts dieser Gestaltung bildet sich zwischen dem peripheren Bereich des Turbinenrades 67 und der konisch gestalteten Kupplungs-Reibscheibe 78 des Ringkolbens ein radial außen vom Wandlerdeckel 70 umschlossener zwickelartiger Ringraum.

Die Vorteile des Konusdesign 79 ergeben sich vor allem durch die steifere Kon struktion und die größere Reibfläche:

- Die abführbare Verlustleistung ist deutlich größer, und bei gleicher Verlustlei stung ist die maximale Öltemperatur geringer. Das hilft, Problem 5 (Steuerungs geschwindigkeit), Problem 2 (Drücken des Motors) und den Rest von Problem 3 (Reglerparameterproblem) zu lösen.
- Die Belagbeiastung wird durch die gleichmäßigere Flächenpressung verringert.
- Das übertragbare Moment wird höher. Viele Einscheibenüberbrückungskupp lungen sind heute schon an der Grenze ihrer Leistungsfähigkeit. Durch die Strömungseffekte durch den Kühlölstrom sinkt das übertragbare Moment weiter.
- Das Gewicht und das Massenträgheitsmoment ist geringer, da aufgrund der steiferen Konstruktion das Blech dünner gewählt werden kann.
- Die Wandlerblähung wird kleiner und die Steuerbarkeit damit verbessert.

Für die Lebensdauer des Öles spielt die lokal auftretende Maximaltemperatur eine wichtige Rolle. Die Temperatur wird durch eine Belagkühlung geringgehalten, siehe Fig. 11b, 11c.

Durch die Belagkühlung wird die tragende Fläche geringer. Das ist beim Konus aber kein Problem, da die Belagpressung gleichmäßiger ist (Fig. 11d und Fig. 11e). Außerdem sinkt durch den Ölstrom das übertragbare Moment; hier hilft der Verstarkungseffekt des Konus 79.

In diesem zwickelartigen Ringraum ist die Dämpfereinheit 63 mit ringförmig ausgebildeten Dämpfer-Federelementen 82 aufgenommen, die sich in Umfangsrichtung auf der jeweils einen Seite an mit dem Ringkolben 74 drehfest verbundenen Dämpfer antriebsteilen 83 und mit ihren anderen Enden an drehfest mit dem Turbinenrad 67 verbundenen Dämpferabtriebsteilen 84 abstützen.

Die Dämpferantriebsteile 83 sind blattfederartig ausgebildet, auf der zum Turbinenrad 67 hinweisenden Seite des Ringkolbens 74 angeordnet und mit diesem im Bereich zwischen der Ringkolben-Dichtnabe 75 und der Kupplungsreibscheibe 78 mittels Nieten 85 drehfest verbunden. Auf der von der Reibfläche 79 der Kupplungsreib scheibe 78 abgewandten Seite erstrecken sich von den dem Konturenverlauf des Ringkolbens 74 folgenden Dämpferantriebsteilen 83 vorstehende und die Dämpfer- Federelemente 82 umgreifende Arme 86, 87 sowie jeweils ein Federelement an einem Stirnende abstützende Mitnehmer 88, 89 fort.

Bei den Dämpferabtriebsteilen 84 handelt es sich um mit dem peripheren Bereich des Turbinenrades 67 verschweißte Ringsegmente, von denen in Richtung auf die Kupplungsreibscheibe 78 des Ringkolbens 74 Mitnehmerfinger 90 vorstehen, die die Abstützung der Dämpfer-Federelemente 82 an deren anderen Enden vermitteln. Die Federelemente sind somit zwischen den Mitnehmern 88, 89 der Dämpferantriebs teile 83 und den vorstehenden Mitnehmerfingern 90 der Dämpferabtriebsteile 84 aufgenommen sind.

Die Dämpfereinheit 43 des Wandlers 41 ist vorzugsweise auf den Hauptfahrbereich ausgelegt, der in Fig. 18 und 19 in Form schraffierter Flächen angedeutet ist. Eine derartige Dämpferauslegung, die angesichts der nur in diesem Hauptfahrbereich in Betracht kommenden vollständigen Wandlerüberbrückung angezeigt ist, gewährleistet eine wesentlich bessere Dämpfung von Drehschwingungen, als dies bei einer auf einen größeren Fahrbereich ausgelegten Dämpferausbildung möglich wäre. Darüber hinaus ergibt sich ein besonders kompakter Wandleraufbau.

Die in der Zeichnung als Ausführungsbeispiel dargestellte und vorstehend erläuterte Lock-up-Kupplung besitzt eine vorderseitige Druckkammer 92 zwischen dem Ringkolben 74 und dem Turbinenrad 67 und eine rückwärtige Druckkammer 93 zwischen dem Ringkolben und dem Wandlerdeckel 70. Betätigt wird die Kupplungs reibscheibe 78 in ihre mit der Gegenreibfläche 80 des Wandlerdeckels 70 zusammen wirkende Kupplungslage infolge Beaufschlagung der vorderseitigen Druckkammer 92 mit Strömungsmitteldruck und die Einstellung des von der Reibungskupplung zu übertragenden Momentes erfolgt in Abhängigkeit von dem zwischen der vorderseitigen Druckkammer 93 wirkenden Differenzdruck.

Das über ein nicht dargestelltes Schwungrad, das mittels der vom Wandlerdeckel 70 nach der vom Drehmomentenwandler abgewandten Seite vorstehenden Mitnehmerzap fen 71, 72 mit dem Wandlerdeckel drehfest verbunden ist, eingeleitete Eingangs drehmoment wirkt bei geöffneter Lock-up-Kupplung 62 unmittelbar auf das Pumpen rad 65 und wird dann angesichts der dadurch verursachten Hydraulikmittelströmung über das Turbinenrad 67 auf die Abtriebsnabe 66 übertragen.

Wenn die Lock-up-Kupplung hingegen vollständig geschlossen ist und mithin die Reibscheibe 78 des Ringkolbens 74 schlupffrei mit der Gegenreibfläche 80 des Wandlerdeckels 70 zusammenarbeitet, erfolgt über die Dämpfer-Federelemente 82 eine direkte mechanische Übertragung des am Wandlerdeckel eingeleiteten Eingangs drehmomentes auf das Turbinenrad 67 und von diesem über die damit fest verbundene Antriebsnabe 66 auf einen mit einem nachgeschalteten Automatikgetriebe wirkver bundenen Abtriebsstrang.

Wenn in Abhängigkeit von einem zwischen der vorderen und rückwärtigen Druck kammer 92, 93 der Lock-up-Kupplung wirkenden Differenzdruck die Lock-up- Kupplung mit Schlupf arbeitet, wird das über den Wandlerdeckel 70 eingeleitete Eingangsdrehmoment in Abhängigkeit vom Schlupf in ein von der Lock-up-Kupp lung 62 einerseits und vom Wandler 61 andererseits übertragenes Drehmoment aufgeteilt, wie dies Fig. 12 schematisch zeigt.

Die Drehmomentenübertragung von der Lock-up-Kupplung 62 auf das Turbinenrad 67 und die mit diesem drehfest verbundene abtriebsseitige Nabe 66 gewährleistet einen wirksamen Ausgleich von Ungleichförmigkeiten des eingeleiteten Drehmoments. Angesichts der Anordnung der Dämpfer-Federelemente 82 im peripheren Bereich zwischen der Reibscheibe 78 des Ringkolbens 74 und des Turbinenrades 67 ist die Beherrschung vergleichsweise großer Federwege gewährleistet.

Die Reibungskupplung 12, 42 kann gemäß der Erfindung derart gesteuert werden, daß diese in allen Vorwärtsgängen zumindest zeitweise wenigstens teilweise geschlossen wird. Mit anderen Worten, es wird auch im ersten bzw. ab dem ersten Gang eine Schlupfregelung der Kupplung vorgesehen, wobei auch ein vollständiges Schließen erfolgen kann.

Die konischen Reibflächen des Wandler-Deckels 70 und der Reibscheibe 78 können aber auch, wie dies anhand der mit dichtaneinanderliegenden Schraffurstrichen dargestellten Ausführung und wie dies bei 70a und 78a angedeutet ist, als zum Turbinenrad hin geneigte Konen ausgebildet sein. Es können dann die Dämpferfedern 82 radial weiter innen untergebracht werden, z. B. über der Nabe 66.

Bei herkömmlich ausgelegten Drehmomenten-Übertragungssystemen wird die Lock-up- Kupplung, die in den unteren Gängen vollständig offen ist, in den oberen Gängen zu geschaltet. Im Interesse eines guten Gesamtwirkungsgrades und zur Begrenzung der anfallenden Wärme sind die Wandler "hart" ausgelegt. Fig. 13 zeigt das Primärkenn feld eines "hart" ausgelegten Wandlers mit dem Pumpenmoment über der Pumpen drehzahl und dem Drehzahlverhältnis Turbine/Pumpe als Parameter.

In Fig. 13 ist ferner ein Kennfeld eines Antriebsmotors mit dem Motorabtriebs moment über der mit der Turbinendrehzahl übereinstimmenden Motordrehzahl eingetragen.

Schließlich ist in Fig. 13 auch der Hauptfahrbereich schraffiert dargestellt, der etwa den Drehzahlbereich zwischen 750 bis 2000 Umdrehungen pro Minute umfaßt.

Das in Fig. 14 veranschaulichte Sekundärkennfeld zeigt das Turbinendrehmoment über der Turbinendrehzahl mit Angabe der Wirkungsgrade in den verschiedensten Leistungsbereichen für den hart ausgelegten Wandler gemäß Kennfeld nach Fig. 15.

Das in Fig. 15 gezeigte Abtriebskennfeld, in dem das Turbinenmoment des Wandlers über der Turbinendrehzahl aufgetragen ist, veranschaulicht den Wandlungsbereich, in dem mit ansteigender Drehzahl das Turbinenmoment stark abfällt, sowie den sich an den Wandlungsbereich anschließenden Kupplungsbereich. Ferner ist wiederum der als eng schraffierte Fläche dargestellte Hauptfahrbereich in das Abtriebskennfeld eingetragen.

Bei herkömmlichen Drehmomenten-Übertragungssystemen mit im Interesse eines guten Gesamtwirkungsgrades und zwecks Begrenzung des Wärmeanfalls "harter" Wandler auslegung fällt die Momentenüberhöhung mit steigender Drehzahl stark ab. Im mittleren Drehzahlbereich findet daher nur noch eine geringe und im oberen Drehzahlbereich schließlich überhaupt keine Momentenüberhöhung mehr statt.

In dem Primärkennfeld gemäß Fig. 16 ist das Pumpenmoment über der Pumpen drehzahl mit dem Drehzahlverhältnis Turbine/Pumpe als Parameter eines "weich" ausgelegten Wandlers dargestellt. Die Kennlinien des "weich" ausgelegten Wandlers haben für gleiche Parameter wie in Fig. 13 einen wesentlich flacheren Verlauf. Der Wandlungsbereich erstreckt sich über den mittleren bis in den oberen Drehzahlbereich.

Dies führt, wie Fig. 17 zeigt, zu einem gegenüber dem in Fig. 14 veranschaulichten Sekundärfeld eines hart ausgelegten Wandlers stark verbreiterten Sekundärfeld. Demgemäß stehen bei weicher Wandlerauslegung wesentlich größere Beschleunigungs reserven zur Verfügung, die in vielen Fällen ein Rückschalten beim Beschleunigen überflüssig werden lassen.

Diese Beschleunigungsreserven zeigt insbesondere Fig. 18, in der das zu einem harten Wandler gehörende Sekundärfeld gemäß Fig. 14 über das dem weich ausgelegten Wandler zugeordnete Sekundärfeld gemäß Fig. 17 gelegt ist. Bei weicher Wandlerauslegung wird der gestrichelt dargestellte Bereich zwischen den beiden Vollastlinien der beiden Wandler für eine Momentenüberhöhung gewonnen.

Dies zeigt auch das analog zu Fig. 15 in Fig. 19 veranschaulichte Abtriebskennfeld eines Drehmomenten-Übertragungssystems mit weicher Wandlerauslegung. Der nutzbare Wandlungsbereich ist gegenüber dem Abtriebskennfeld nach Fig. 15 um den über der gestrichelten Linie liegenden Bereich größer geworden. Im übrigen sind auch in dieses Kennfeld der als eng schraffierte Fläche dargestellte Hauptfahrbereich und der Bereich mit minimalem Schlupf eingetragen.

Ferner sind in Fig. 18 Betriebspunkte 1, 2 und 3 eingetragen. Bei verwirklichten Wandlerausführungen mit "harter" und "weicher" Auslegung konnten in diesen Betriebspunkten die nachstehenden Schlupfwerte und Wirkungsgrade ermittelt werden:

Es ist ersichtlich, daß im unteren und mittleren Drehzahlbereich bei "weicher" Wandlerauslegung zwar der Wirkungsgrad gegenüber dem Wirkungsgrad eines "hart" ausgelegten Wandlers zurückbleibt, aber es tritt merklich erhöhter Schlupf auf und damit eine verbesserte Momentenüberhöhung. Im Betriebspunkt 3 in Fig. 18 sind hingegen bei harter und weicher Wandlerauslegung Schlupf und Wirkungsgrade gleich.

Die Verlustleistung bei gegebenem Fahrzustand (Gewicht, Steigung) nimmt mit steigender Wandlung im Vergleich zu einem weichen Wandler ohne höhere Wandlung ab, sie ist aber im allgemeinen höher als ein bei einem steiferen Wandler Fig. 20. Bei großem Schlupf sind die Verluste trotz gleichzeitig weicherem Wandler nicht höher als bei einem steiferen Wandler, weil die höhere Momentenwandlung den Wirkungsgrad verbessert (Bereich A in Fig. 20).

Ohne Überbrückungskupplung muß man einen Kompromiß finden zwischen Stillstandsverlusten und Beschleunigungsvermögen (der Wandler sollte deshalb eher weich sein) und zwischen Verlusten im Fahrbetrieb (hier sollte der Wandler eher steif sein). Hier sind die Grenzen durch die Wandlerphysik vorgegeben. Diese wurden in den letzten Jahren ausgereizt. Die so ausgelegten Wandler sind eher steif.

Die Auswirkung der Verlustleistung kann durch eine herkömmliche Überbrückungs kupplung mit Torsionsdampfer und ohne Schlupf begrenzt werden. Es gibt aber Einschränkungen. Aus Komfortgründen (Brummen, Rassein und Lastwechsel) können diese Überbrückungskupplungen nur in den oberen Gängen und nur bei höherer Drehzahl eingesetzt werden. Trotzdem bleiben meist noch gewisse Komforteinbußen.

Zur Verdeutlichung der Problematik bei Brummen und Rasseln ist in Fig. 21 die Schwingungsamplitude über die Motordrehzahl - angeregt durch eine Motorordnung - dargestellt. Je nach Motorerregung und Brummempfindlichkeit des Fahrzeuges kann man ab erst bei einer höheren Drehzahl überbrücken. Bekanntlicherweise wird aber der Motor die meiste Zeit bei relativ geringer Drehzahl betrieben. Deshalb sind die Verbrauchseinsparungen beschränkt.

Ein weiteres Problem ist das Lastwechselverhalten und das Verhalten beim Zu- bzw. Wegschalten der Überbrückung Fig. 22. Gibt der Fahrer im überbrückten Zustand Gas, erhält er zunächst statt der gewünschten Zugkrafterhöhung eine Ruckelschwingung. Danach öffnet die Lok up′ was in ungünstigen Fällen sogar zunächst zu einem kurzen Drehmomenteinbruch führen kann. Anschließend erhält der Fahrer erst die gewünschte Zugkrafterhöhung. Beim Schließen der Lock up kann es wieder zu einer Triebstranganregung kommen.

Auch beim Schalten können Komfortprobleme auftreten, deshalb wird üblicherweise die Überbrückung vor einer Schaltung geöffnet.

In den unteren Gängen sind diese Auswirkungen am stärksten, deshalb wird bei herkömmlichen Überbrückungssystemen erst im 4. und 5. Gang überbrückt.

Die Verlustleistung, die im ersten Gang bei Bergfahrt auftritt, wird deshalb also nicht durch eine Überbrückung reduziert. Diese Verlustleistung begrenzt bei der gegebenen Kühlleistung auch die zulässige Weichheit des Wandlers.

Der "Gummibandeffekt" kann in vielen Bereichen nicht verhindert werden und erlaubt deshalb auch nicht die Wahl eines weicheren Wandlers.

Das Wandlerüberbrückungssystem des erfinderischen Gedankens besteht aus einer schlupfenden Überbrückungskupplung im Konusdesign mit Minitorsionsdämpfer, einer adaptiven Steuerung und einem weichen Wandler.

Es handelt sich um ein System mit Schlupf. Welche Vorteile hat Schlupf im Vergleich zur vollen Überbrückung?

- Das Brummen wird verringert.
- Das Lastwechselverhalten wird verbessert.
- Die Getriebeschaltqualität wird wesentlich besser (voll überbrückt i.A. nicht akzeptabel).
- Die Zuschaltqualität der Überbrückung wird besser (Zuschalten heißt hier, daß bei offenem Wandler die Überbrückungskupplung betätigt wird, aber nicht unbedingt bis Schlupf Null).

Durch die Verringerung der Brummanregung, kann die Überbrückung früher als beim herkömmlichen System eingesetzt werden, siehe Fig. 23.

Das Lastwechselverhalten und die Bereitstellung der Zugkraft wird im Vergleich zum herkömmlichen System wesentlich verbessert, siehe Fig. 24. Gibt der Fahrer Gas, dann tritt keine Ruckelschwingung auf, weil die Überbrückung durchrutscht. Durch dieses Durchrutschen baut sich der Schlupf und damit das Wandlermoment auf.

Deshalb tritt auch kein Momenteneinbruch auf. Kontinuierlich steigt das Moment an, durch die zunehmende Wandlung über das Motormoment hinaus. Es kann früher überbrückt werden, auch in unteren Gängen und bei niedriger Drehzahl.

Wenn es so viele Vorteile gibt, warum werden dann schlupfende Überbrückungen heute noch nicht überall eingesetzt? Es gibt naturgemäß auch einige mögliche Probleme bei Schlupf (zur Erläuterung Fig. 25):

1. Bei niedriger Drehzahl ist der zur Brummvermeidung benötigte Schlupf meist relativ groß, dadurch wird auch die Verlustleistung groß. Wird der Schlupf verringert, tritt kurzzeitig Haften auf, das wird in vielen Fällen Brummen verursachen (Δn₁).
2. Viele Motoren dürfen bei hoher Last nicht zu sehr gedrückt werden. Ist ein Drücken des Motors bei hoher Last nicht erlaubt, gibt es zwei Möglichkeiten. Man erhöht die Motordrehzahl, indem man die Überbrückung völlig öffnet oder indem man die Überbrückung stärker schlupfen läßt. Läßt man sie stärker schlupfen, treten höhere Verlustleistungen an der Überbrückung auf (Δn₄).
3. Geringen Schlupf zu regeln ist schwierig. Bei "scharfen" Regelparametern treten häufig Regelprobleme auf, lockert man die Parameter, kann der Schlupf deutlich abweichen. In vielen Fällen hat eine Steuerung Vorteile, aber auch hier ist eine Schwankung des Schlupfs kaum vermeidlich. Es kann zum Haften kommen (Brummgefahr) oder zu großem Schlupf (höhere Verluste).
4. Die Steuerung ist nicht beliebig genau. Je geringer das einzustellende Moment wird, desto schwieriger wird eine exakte Regelung bzw. Steuerung.
5. Die Steuerung ist nicht beliebig schnell. Bei instationären Vorgängen benötigt die Steuerungsstrecke eine Stellzeit. In diesen Phasen weicht der Schlupf ab. Um Brummen zu vermeiden, muß also ein bestimmter Schlupf vorgehalten werden. Dadurch ergeben sich wieder höhere Schlupfwerte (Δn₂, Δn₃).
6. Es treten Verluste an der Überbrückung auf. Ein wesentliches Problem bei schlupfenden Kupplungen ist das Lebensdauerproblem. Zumeist ertragen sie schon eine Zeit lang die anfallenden Verlustleistungen. Aber nach einigen -zigtausend Kilometern treten z. B. Rupfprobleme auf. Diese Rupfprobleme haben ihre Ursache meist in einer Schädigung des Öls - der Reibbelag ist im allgemeinen noch in Ordnung. Die Additive werden durch lokale Überhitzung geschädigt und mit der Zeit wirkt sich das im ganzen Öl aus. Auch bei geringer Verlustleistung muß der Belag sehr gut gekühlt sein. Die Sicherheit gegen lokale Überhitzung sollte größtmöglich sein! Zu der Verlustleistung durch Schlupf zur Schwingungsabkoppelung und durch die Punkte 2 und 3 kommt noch die Verlustleistung beim Zu- und Wegschalten der Überbrückung. Je tiefer die Drehzahlen und je höher die Lasten sind, bei denen die Überbrückung zugeschaltet wird, desto größer ist die Verlustleistung - vor allem, wenn man auf eine komfortable Überbrückungsschaltung achtet.

Zur Bekämpfung dieser Probleme dient ein sehr einfacher Torsionsdampfer (der auch nur auf Teillast ausgelegt sein kann), das Konusdesign und eine adaptive Steuerung. Das Zusammenwirken dieser Systemkomponenten ist in einem "Bubble Chart" dargestellt (Fig. 26). Die dick umrandeten Bubbles stellen dabei die Kunden anforderungen dar und die schraffierten Bubbles die Komponenten des erfindungs gemäßen Systems.

Der Mini-Torsionsdämpfer: Vorteile dieses sehr einfachen Torsionsdämpfers (siehe auch Fig. 25):

- Problem 1 (Brummen) ist damit lösbar. Die Impulse, die beim kurzzeitigem Haften auftreten, werden so gefiltert und Brummen tritt nicht auf.
- Problem 3 (Regelparameterproblem) ist damit teilweise lösbar. Auch hier wirkt sich das kurzfristige Haften nicht mehr negativ aus.
- Problem 4 (Steuergenauigkeit bei geringem Moment) ist damit lösbar. Bei geringem Motormoment kann die Überbrückung mit einem höherliegendem Moment geschlossen werden, da der Torsionsdämpfer die Schwingungs abkoppelung übernimmt.

Der Schlupf kann geringer gewählt werden. Im Resonanzbereich des Dämpfers verhindert der Schlupf eine Anregung. Deshalb sind keine Reibungselemente im Dämpfer notwendig. Der Mini-Torsionsdämpfer ist leichter und billiger als ein herkömmlicher Torsionsdämpfer.

Im folgenden sollen die in der Bubble Chart in Fig. 26 dargestellten, stark vernetzten Zusammenhänge stichwortartig nocheinmal erläutert werden:

In Fig. 27 sind anhand der Diagramme 1 bis 5 Beispiele für Kriterien zur Auslegung des K_me-Faktors bzw. des K_me-Kennfeldes, welches beispielsweise in einer zentralen Prozessoreinheit (CPU) abgespeichert sein kann, dargestellt, wobei + eine gute Qualität und - eine schlechte Qualität bedeutet.

Auf der Abszisse dieser Diagramme ist der K_me-Faktor dargestellt und auf der Ordina tenachse die tendenzmäßige Auswirkung der Kriterien in bezug auf die Größe des Knie Faktors. Wie aus einem Vergleich zwischen den in den Diagrammen eingetragenen idealisierten Kennlinien hervorgeht, sind die verschiedenen Kriterien zum Teil widersprüchlich, d. h. sie sind, über den K_me-Faktor betrachtet, gegenläufig. Aus diesem Grund muß man bei Berücksichtigung mehrerer dieser Kriterien, diese entsprechend dem Anwendungsfall bzw. entsprechend dem gewünschten Fahrzeug verhalten bezüglich deren Priorität bzw. Wichtigkeit bewerten. Wie aus Diagramm 1 hervorgeht, kann die Akustik bzw. das Geräuschverhalten nicht beliebig verbessert werden, indem ein sehr kleiner K_me-Faktor gewählt wird, weil ansonsten aufgrund des hohen Schlupfes in der Überbrückungskupplung eine unzulässig hohe thermische Belastung derselben bzw. des Wandlers entstehen kann. Der negative Einfluß eines zu großen Schlupfes in der Überbrückungskupplung ist aus dem Diagramm 2 der Fig. 27 zu entnehmen. Es gibt also Grenzbedingungen, die nicht unterschritten oder überschritten werden sollten. Zwischen den noch akzeptablen Grenzbedingungen, die nicht unterschritten oder überschritten werden sollten, ist jedoch eine Veränderung des K_me-Faktors möglich. Wie bereits erwähnt, kann der K_me-Faktor in Abhängigkeit der anstehenden Betriebsbedingungen variiert werden, wobei diese Variation stufenweise oder kontinuierlich zwischen bestimmten Grenzwerten erfolgen kann. Der K_me-Faktor kann in vorteilhafter Weise in Abhängigkeit von Zustandsgrößen des Kraftfahrzeuges veränderbar sein. Diese Zustandsgrößen des Kraftfahrzeuges bzw. des Antriebes können von einem Prozessor erfaßt werden, so daß der diesen Zustandsgrößen zugeordnete K_me-Faktor eingestellt bzw. ermittelt werden kann. Dieser K_me-Faktor kann beispielsweise aus einem abgespeicherten Kennfeld herausgelesen werden.

In manchen Betriebszuständen einer Brennkraftmaschine kann es vorteilhaft sein, wenn die Überbrückungskupplung derart beaufschlagt wird, daß sie das volle von der Brennkraftmaschine abgegebene und zum jeweiligen Zeitpunkt gerade anstehende Nettodrehmoment übertragen kann. Eine derartige Beaufschlagung der Überbrückungs kupplung kann insbesondere im unteren Betriebsbereich einer Brennkraftmaschine von Vorteil sein, wobei es dann besonders zweckmäßig ist, wenn die Überbrückungskupp lung einen Dämpfer aufweist, der für diesen Teillastbereich ausgelegt ist. Ein derartiger Dämpfer hat also ein Überbrückungs- bzw. Anschlagmoment, welches kleiner ist als das von der Brennkraftmaschine abgegebene maximale bzw. nominale Drehmoment. Dieses Anschlagmoment kann in der Größenordnung zwischen 30 und 60% des nominalen Drehmomentes der Brennkraftmaschine liegen. Die Auswirkung eines derartigen Dämpfers ist aus Diagramm 1 der Fig. 27 zu entnehmen. Die Verwendung eines solchen Schwingungsdämpfers ermöglicht es, die im unteren Betriebsbereich einer Brennkraftmaschine im Zusammenhang mit einem verhältnis mäßig großen K_me-Faktor anstehenden Akustikprobleme zumindest teilweise zu bekämpfen.

In Fig. 28 ist ein Blockschaltbild bzw. Flußdiagramm einer Momentensteuerung mit Adaption dargestellt, das im folgenden näher erläutert wird. Die Betätigung der Wand lerüberbrückungskupplung kann dabei über ein elektrohydraulisches Stellglied erfolgen.

Entsprechend Fig. 28 wird bei 1 aus verschiedenen Eingangsgrößen zunächst das Antriebsmoment des Antriebsaggregates, wie insbesondere Brennkraftmaschine, berechnet. Die hierfür herangezogenen Größen umfassen zumindest zwei der folgenden Größen, nämlich Drehzahl des Antriebsaggregates, Lasthebelstellung bzw. Gaspedal stellung der Kraftstoffzufuhr, Unterdruck im Ansaugsystem, Einspritzzeit, Verbrauch usw . . Bei 2 erfolgt die Verknüpfung 1, die eine Korrektur des Antriebsmomentes bewirkt. Diese Korrektur erfolgt mittels Korrekturfaktoren, die von der mit 12 gekennzeichneten Systemadaption geliefert werden. Diese Korrekturfaktoren können die im System auftretenden Abweichungen gegenüber dem gewünschten Zustand ausgleichen, und zwar indem sie diese Abweichungen durch additive, multiplikative und/oder nichtlineare Anteile ausgleichen.

Bei 3 wird der für den jeweiligen Betriebszustand korrekte K_me-Faktor festgelegt bzw. ermittelt. Dieser Faktor stellt das von der Steuerung einzustellende Momenten verhältnis M_Kupplung zu M_Antrieb korrigiert als einen für jeden Betriebspunkt nach Art eines Kennfeldes aus der jeweils gewählten Gewichtung der in Bild 27 angeführten Kriterien vorab festgelegten Wert dar. Dabei ist die Auslegung des eventuell vorhandenen Dämpfers der Überbrückungskupplung von besonderer Bedeutung, da bei Vorhanden sein eines solchen der K_me-Faktor zumindest über einen verhältnismäßig großen Abschnitt des Betriebsbereiches der Brennkraftmaschine bzw. des hydrodynamischen Drehmomentwandlers konstant gehalten werden kann.

Bei 4 erfolgt die Berechnung des Soll-Kupplungsmomentes mittels des jeweiligen K_me- Faktors und dem korrigierten Antriebsmoment des Antriebsaggregates. Bei 5 kann eine weitere Korrektur des Soll-Kupplungsmomentes um die aus der Systemadaption 12 resultierenden additiven, multiplikativen und/oder nichtlinearen Anteile erfolgen. Es kann also die Verknüpfung 2 vorgesehen werden. Für viele Anwendungsfalle ist es ausreichend, wenn lediglich eine der beiden Verknüpfungen 1, 2 vorhanden ist, wobei vorzugsweise die Verknüpfung 1 beibehalten werden sollte.

Bei 6 erfolgt die Berechnung der Stellgröße aus dem korrigierten Soll-Kupplungs moment und der inversen Übertragungsfunktion der Strecke, welche die Über brückungskupplung repräsentiert. Bei 7 kann die Reglerausgangsgröße berechnet werden auf der Basis der bei 6 ermittelten Stellgröße und der inversen Übertragungs funktion des Stellgliedes. Das Stellglied kann in besonders vorteilhafter Weise durch ein elektrohydraulisches Stellglied gebildet sein. In vorteilhafter Weise kann ein Proportionalventil Verwendung finden oder aber ein pulsweitenmoduliertes Ventil. Bei 8 kann eine Rückkoppelung der Stellgrößen in Form einer Regelung oder Adaption erfolgen. Diese Rückkoppelung kann jedoch auch entfallen. Bei 9 kann eine Messung des Ist-Kupplungsmomentes erfolgen, z. B. über einen Drehmomentfühler oder Dehnmeßstreifen (DMS). Anstatt der bei 9 erfolgenden Messung des Ist-Kupplungs momentes kann auch eine Berechnung dieses Momentes aus den Zustandsgrößen sowie aus der Fahrzeug- und Wandlerphysik erfolgen. Hierfür kann beispielsweise das Motorkennfeld und/ oder das Wandlerkennfeld bzw. diese Kennfelder repräsentierende Größen in einem Prozessor bzw. in einer zentralen Prozessoreinheit abgespeichert sein. Weiterhin kann hierfür ein die Drehmomentübertragungskapazität der Wandler überbrückungskupplung darstellendes Kennfeld bzw. dieses repräsentierende Größen abgespeichert sein.

Sofern sowohl eine Ermittlung des Ist-Kupplungsmomentes gemäß Punkt 9 und Punkt 10 erfolgt, kann ein Abgleich des gemessenen Ist-Kupplungsmomentes mit dem aus dem Modell berechneten Ist-Kupplungsmoment erfolgen. Der Abgleich kann dabei als logische Verknüpfung- Minimum-Maximum-Bildung oder als Plausibilitätsvergleich erfolgen.

In der in Fig. 28 mit 12 gekennzeichneten Systemadaption können unter anderem folgende Vergleiche stattfinden und die entsprechenden Korrekturen dadurch erfolgen.

a) Vergleich von korrigiertem Soll-Kupplungsmoment und Ist-Kupp lungsmoment, wobei dieser Vergleich auch langfristig erfolgen kann, z. B. durch Beobachtung der Abweichungen über ein mitlaufendes Zeitfenster.
Vergleich von korrigiertem Antriebsmoment und rückgerechnetem Antriebsmoment, wobei auch dieser Vergleich langfristig z. B. durch Beobachtung der Abweichungen über ein mitlaufendes Zeitfenster erfolgen kann.
Auswertung von Zusatzsignalen, wie z. B. Zu- oder Abschalten von Zusatzaggregaten, wie z. B. Klimaanlage, Kompressor usw., Getrie beschaltung.
b) Detektion der unter a) ermittelten Systemabweichungen in additive, multiplikative und/oder nichtlineare Anteile von M_Antrieb und M_Kupplung und daraus resultierende Aufteilung in die entsprechenden Adaptionsschleifen 1 und 2 bzw. in die Verknüpfungen 1 und 2.

Die Detektion bzw. Ermittlung der entsprechenden Anteile von M_Antrieb und/oder M_Kupplung kann beispielsweise gemäß den drei Diagrammen der Fig. 29 erfolgen.

Im Diagramm gemäß Beispiel 1 der Fig. 29 ist über die Zeit ein Ist-Momentenverlauf und ein Soll-Momentenverlauf aufgetragen, wobei über die Zeit das Ist-Moment eine sprungartige Veränderung aufweist. Diese sprungartige Veränderung kann beispiels weise auf die Zuschaltung eines Zusatzaggregates, wie z. B. eines Kompressors, zurückzuführen sein. Die durch dieses Zusatzaggregat verursachte Veränderung des Ist-Momentes, welches für den Wandler zur Verfügung steht, kann durch einen additiven Anteil berücksichtigt werden, mittels dessen das Motormoment entsprechend korrigiert werden kann.

Im Diagramm gemäß Beispiel 2 der Fig. 29 ist ebenfalls ein Ist-Momentenverlauf und ein Soll-Momentenverlauf über die Zeit dargestellt. Aus diesem Diagramm ist zu entnehmen, daß das Verhältnis zwischen den einer bestimmten Zeit zugeordneten Momenten im wesentlichen gleichbleibt, obwohl die Differenz zwischen den Momenten sich verändert. Derart verlaufende Abweichungen zwischen Ist-Moment und Soll-Moment können mittels eines multiplikativen Anteils erfolgen. Ein derartiger Verlauf zwischen dem Ist-Moment und dem Soll-Moment kann z. B. auf den zwischen den Reibflächen der Überbrückungskupplung vorhandenen Reibeingriff bzw. Reibwertverlauf zurückzuführen sein. Dabei handelt es sich um einen multiplikativen Kupplungsanteil.

In dem Diagramm gemäß Beispiel 3 der Fig. 29 ist ebenfalls ein Ist-Momentenverlauf und ein Soli-Momentenverlauf über die Zeit dargestellt. Wie ersichtlich ist, verändern sich die beiden Momente über die Zeit, wobei jedoch über die Zeit die Differenz zwischen den beiden Momenten zumindest annähernd konstant ist. Eine derartige Abweichung zwischen dem Ist-Moment und dem gewünschten Soll-Moment kann mittels eines additiven Anteils ausgeglichen werden. Ein derartiger Verlauf zwischen dem Ist-Moment und dem Soll-Moment kann auf eine Abweichung der Stellgröße für die Überbrückungskupplung zurückzuführen sein.

In Fig. 30 ist ein Flußdiagramm einer Momentensteuerung mit einer sehr einfach aufgebauten Adaption dargestellt. Die Ansteuerung der Überbrückungskupplung erfolgt dabei elektrohydraulisch über ein Proportionalventil oder ein pulsweitenmoduliertes Ventil. Das Ausgangssignal des Regelungsrechners bzw. die Rechnerausgangsgröße ist ein Stellstrom, der sich proportional zu einem am z. B. pulsweitenmodulierten Ausgang des Rechners anliegenden Tastverhältnis einstellt. Das Kupplungsmoment resultiert aus der auf diese Weise angesteuerten Druckdifferenz an der Wandlerüberbrückungs kupplung bzw. zwischen den beiden Druckkammern der Überbrückungskupplung. Die Systemadaption beschränkt sich auf die adaptive Korrektur des Antriebsmomentes, dessen Abweichung aus der Differenz zwischen Soll- und Ist-Kupplungsmoment resul tiert.

Bei einer Ausführungsform gemäß Fig. 30 entfällt gegenüber Fig. 28 die Ver knüpfung 2 sowie die Rückführung des korrigierten Antriebsmomentes (M-an-korr).

In Fig. 30 wird bei 6 das DP-soll ermittelt, und zwar als Funktion des Soll- Kupplungsmomentes als Hauptgröße sowie gegebenenfalls noch in Abhängigkeit des korrigierten Antriebsmomentes (M-an-korr) und der Turbinendrehzahl (n-Turbine) als Parameter.

Der Funktionsblock 7 gemäß Fig. 28 ist in Fig. 30 aufgeteilt in zwei Unter funktionsblöcke, und zwar in 7a und 7b. Den Unterfunktionsblöcken 7a und 7b ist jeweils eine Rückkoppelung 8a bzw. 8b zugeordnet. Eingangsgröße der inversen Übertragungsfunktion des Stellgliedes (7=7a und 7b) ist die in Block 6 berechnete Soll-Druckdifferenz (DP-soll). Die Ausgangsgröße ist durch das dazugehörige Tastverhältnis als Reglerausgangsgröße gebildet. Das anschließende Stellglied teilt sich auf in den elektrischen Stellgliedanteil, welcher gebildet ist durch eine Endstufe und die Ventilwicklung, sowie in den hydraulischen Stellgliedanteil, der für die ent sprechende Druckbeaufschlagung der Wandlerüberbrückungskupplung maßgebend ist. Die Eingangsgröße des elektrischen Stellgliedanteils ist das Tastverhältnis. Dieses wird ausgangsseitig in einen Ist-Strom umgewandelt. In Abhängigkeit dieses Ist-Stroms (I- Ist) stellt der hydraulische Stellgliedanteil eine entsprechende Druckbeaufschlagung der Wandlerüberbrückungskupplung ein. Dies erfolgt durch Einstellung einer ent sprechenden Druckdifferenz zwischen den Kammern, z. B. 24, 25 gemäß Fig. 2, der Wandlerüberbrückungskupplung. Der Block 7a stellt die inverse Funktion des hydraulischen Stellgliedanteils dar, in dem aus dem Soll-Druck (DP-Soll) der dazugehörige Soll-Strom (I-Soll) berechnet wird. Dieser Teil des Stellglieds besitzt eine Rückkoppelung des gemessenen Ist-Druckes (DP-Ist) in Form einer Druckadap tion, welche durch den Block 8a dargestellt ist. Diese Druckadaption 8a liefert den korrigierten Soll-Strom (I-Soll-korr). Der zweite Teil 7b der inversen Übertragungs funktion 7 des Stellglieds stellt den elektrischen Anteil dar, welcher aus dem korrigierten Soll-Strom das dazugehörige Tastverhältnis berechnet. Hierfür wird ein PID-Regelalgorithmus verwendet. Es wird dabei aus der Regelabweichung I-Soll korr = =-I-Ist (I-Ist nach der Ventilwicklung gemessen) mit einem PID-Regler die Eingangsgröße I-Soll-R für das inverse Übertragungsverhalten des elektrischen Stellgliedanteils berechnet.

Die in Fig. 30 gewählte Numerierung 1 bis 12 der einzelnen Blöcke entspricht im wesentlichen der Numerierung der einzelnen Blöcke der Fig. 28. Auf diese Weise können die einzelnen Funktionsblöcke der speziellen elektrohydraulischen Ausführung gemäß Fig. 30 auf die der allgemeinen Ausführung gemäß Fig. 28 bezogen werden.

Die in Fig. 30 enthaltenen einzelnen Bezeichnungen haben folgende Bedeutung:

DP-Soll = Soll-Druckdifferenz an der Lock up bzw. Wandlerüberbrückungs kupplung. Entspricht der Druckdifferenz zwischen den in den beidseits des Kolbens vorhandenen Kammern herrschenden Drücke.

DP-Ist = Ist-Druckdiffernz zwischen den beiden Kammern der Wandlerüber brückungskupplung.

p-nach = Druck nach der Lock-up bzw. Wandlerüberbrückungskupplung, also Druck in der Kammer 25 bzw. in der Rückführleitung 34 gemäß Fig. 2.

I-Soll = Sollstrom für das elektrohydraulische Ventil.

Delta-n = Drehzahldifferenz zwischen Pumpenrad und Turbinenrad, also delta-n = n-Pumpenrad - n-Turbinenrad.

Mit "*-korr" bezeichnete Größen entsprechen durch Adaption korrigierten Größen.

Die in Fig. 30 vor dem mit 10 gekennzeichneten Block angeführten Zustandsgrößen des Fahrzeuges beinhalten den Schlupf in der Überbrückungskupplung bzw. im Wandler.

Wie aus Fig. 30 weiterhin zu entnehmen ist, stellt die Drehzahldifferenz delta-n = n-Pumpenrad - n-Turbinenrad keine Regelgröße dar, wie dies bei den bekannten Schlupfregelungen der Fall ist. Bei der erfindungsgemäßen Momentensteuerung wird diese Drehzahldifferenz delta-n als Zustandsgröße der zu steuernden Strecke zur Beobachtung eventueller Momentenabweichungen verwendet, welche dann wiederum in der Adaption durch entsprechende Verknüpfungen korrigierend auf die Steuerung rückwirken. Hierbei können die beobachteten Momentenwerte, z. B. nach Art eines mitlaufenden Zeitfensters über einen bestimmten Zeitlauf gespeichert werden, um die Anteile der Abweichungen an Kupplung und Motor zu detektieren. Diese erfolgt in der mit 12 gekennzeichneten Systemadaption.

Die erfindungsgemäße Steuerung hat weiterhin den Vorteil, daß die Adaption der Störanteile des Antriebsmomentes auch bei völlig geöffneter Lok up bzw. Wandler überbrückungskupplung, also bei K_me = 0 erfolgen kann. Hierfür wird das nominelle Antriebsmoment (M-an) mit dem am Wandler anliegenden Moment verglichen, was in der Verknüpfung 1 gemäß Fig. 28 bzw. beim Verfahrensschritt 2 der Fig. 28 und 30 erfolgt. Durch diese Adaption können im Vorgriff zu einem späteren Schließen der Überbrückungskupplung eventuelle Abweichungen des Antriebsmomentes (M-an) im offenen Zustand der Überbrückungskupplung bereits berücksichtigt werden. Es wird hierfür in der Systemadaption 12 das am Wandler anliegende Moment ermittelt, und zwar vorzugsweise ist hierfür das Wandlerkennfeld in dieser Systemadaption abgelegt bzw. gespeichert. Dadurch kann durch Ermittlung des Drehzahlunterschiedes zwischen Turbinenrad und Pumpenrad das anstehende Moment ermittelt werden. Dieses Wand lermoment wird dann mit dem nominellen Antriebsmoment (M-an) des Motors bzw. des Antriebsaggregates verglichen. Dieses Antriebsmoment (M-an) kann aus einem im Block 1 gemäß den Fig. 28 und 30 abgelegten stationären Motorkennfeld entnommen werden, und zwar aufgrund der gemessenen Zustandsgrößen, wie insbesondere Motordrehzahl, Lasthebelstellung, Verbrauch, Einspritzmenge bzw. Einspritzzeit usw. Die Drehzahldifferenz zwischen Turbinenrad und Pumpenrad kann im Block 10 ermittelt werden.

Weiterhin ist es möglich, das Wandlermoment bereits im Block 10 zu ermitteln, wobei dann das Wandlerkennfeld im Block 10 abgelegt ist.

Bei dem als Ausführungsbeispiel in Fig. 31 veranschaulichten Drehmomenten übertragungssystem 110 handelt es sich um einen hydrodynamischen Drehmomenten wandler 111 mit einer Überbrückungskupplung 112 und einer zwischen dem Drehmo mentenwandler und der Überbrückungskupplung wirksamen Dämpfereinheit 135.

Der Drehmomentenwandler 111 umfaßt ein mit einer nicht dargestellten Brennkraftma schine in drehfester Antriebsverbindung stehendes Pumpenrad 117, ein mit einer abtriebsseitigen Nabe 114 wirkverbundenes Turbinenrad 118, ein im Strömungs kreislauf zwischen Pumpenrad und Turbinenrad angeordnetes Leitrad 119 und einen mit dem Pumpenrad drehfest verbundenen und das Turbinenrad umschließenden Wand lerdeckel 116.

Der Wandlerdeckel 116 ist mit dem Pumpenrad 117 drehfest verbunden und vermittelt dessen Antriebsverbindung mit der Brennkraftmaschine über auf der vom Pumpenrad 118 abgewandten Seite vorstehende Mitnehmerbereiche 116a, an denen eine nicht dargestelltes Antriebsscheibe der Brennkraftmaschine befestigbar ist.

Zwischen dem Turbinenrad 118 und dem radialen Bereich des Wandlerdeckels 116 ist ein zur Drehachse des Wandlers zentrischer Ringkolben 136 angeordnet, bei dem es sich um ein Blechformteil handelt. Dieser Ringkolben ist radial innen auf einer mit dem Turbinenrad 118 drehfest verbundenen Abtriebsnabe 114 aufgenommen und bildet radial außen einen konischen Bereich, der mit einem geeigneten Belag 121 ausgerüstet ist. Der Ringkolbens 136 wirkt mit einer entsprechend konisch gestalteten Gegenreib fläche 122 des Wandlerdeckels 116 zusammen.

Die Lock-up-Kupplung 112 besitzt eine rückwärtige Druckkummer 124 zwischen dem Ringkolben 136 und dem Turbinenrad 118 und eine vorderseitige Druckkammer 125 zwischen dem Ringkolben 136 und dem Wandlerdeckel 116. Betätigt wird der Kolben 136 in seiner mit der Gegenreibfläche 122 zusammenwirkenden Kupplungslage durch Beaufschlagung der vorderseitigen Druckkammer 125 mit Strömungsmittel. Die Größe des von der Reibungskupplung 112 zu übertragenden Momentes erfolgt in Ab hängigkeit des zwischen den Druckkammern 124, 125 eingestellten Differenzdruckes.

Der Torsionsdämpfer 135 ist derart ausgelegt, daß dessen Überbrückungsmoment bzw. Anschlagmoment kleiner ist als das Nominalmoment, also das maximale Drehmoment der den Drehmomentwandler 110 antreibenden Brennkraftmaschine. Das bedeutet also, daß die Kraftspeicher 137 des Torsionsdämpfers 135 derart ausgelegt sind, daß 22822 00070 552 001000280000000200012000285912271100040 0002019504935 00004 22703 diese nicht das volle Moment der Brennkraftmaschine federnd abfangen können. Die relative Verdrehung zwischen dem mit dem Kolben 136 drehfest verbundenen Eingangsteil 138 des Torsionsdämpfers 135 und dem flanschartigen Ausgangsteil 139 kann durch auf Block gehen der Windungen der Federn 137 erfolgen oder vorzugsweise durch zwischen dem Eingangsteil 138 und dem Ausgangsteil 139 vorgesehene Anschläge. Das Ausgangsteil 139 des Dämpfers 135 ist mit der Turbinennabe 114 in an sich bekannter Weise über eine durch Verzahnungen gebildete axiale Steckverbindung drehfest verbunden.

Wie aus Fig. 32 ersichtlich ist, kann das mit den Kraftspeichern 137 zusammen wirkende Eingangsteil 138 durch segmentförmige Bauteile 140 gebildet sein, wobei diametral gegenüberliegend jeweils zwei derartige, Rücken an Rücken angeordnete Bauteile 140 vorgesehen sind. Diese Paare von segmentförmigen Bauteilen 140 sind mit dem Kolben 136 über Nietverbindungen 141 drehfest verbunden. In Fig. 33 ist das flanschartige Ausgangsteil 139 in Ansicht dargestellt. Der Flansch 139 besitzt einen ringförmigen Grundkörper 139a sowie zwei diametral gegenüberliegende radiale Ausleger 142 mit Ausnehmungen 143 für die Kraftspeicher 137. Die Ausleger 142 sind axial zwischen den paarweise zugeordneten Bauteilen 140 aufgenommen. Die paarweise Rücken an Rücken anliegenden segmentförmigen Bauteile bilden - in Umfangsrichtung betrachtet - zwischen ihren Befestigungsbereichen 144 Auf nahmetaschen 145 für die Ausleger 142. In Fig. 33 sind die durch die segmentförmi gen Bauteile 140 gebildeten Anschlagkonturen 146 für die Ausleger 142 durch unter brochene Linien angedeutet. Der Kolben 136 besitzt über den Umfang verteilte axiale Anprägungen, welche in Richtung des Turbinenrades 118 gerichtete Vorsprünge 147 bilden, auf denen die Befestigungsbereiche 144 der dem Kolben 136 zugewandten segmentförmigen Bauteile 140 aufliegen. Die Bauteile 140 besitzen ebenfalls Ausnehmungen 148 für die Federn 137. Diese Ausnehmungen 148 sind bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel in axialer Richtung fluchtend mit den Ausnehmungen 143 des Ausgangsteils 139. Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß den Fig. 31 bis 33 sind die Kraftspeicher 137 spielfrei in den Ausnehmungen 143 und 148 aufgenommen. Für manche Anwendungsfälle kann es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn zumindest eine der Federn 137 gegenüber einer Ausnehmung 143 und/oder 148 Spiel aufweist. Auch kann zumindest eine der Federn 137 mit einer bestimmten Vorspannung in einem Fenster 143 und/oder einem Fenster 148 eingebaut sein.

Dadurch, daß der erfindungsgemäße Torsionsdämpfer 135 lediglich auf einen Teillastbereich ausgelegt ist, kann dieser besonders einfach ausgestaltet werden, wodurch auch eine kostengünstige Herstellung ermöglicht wird.

Der Torsionsdämpfer 135 kann gemäß einer erfindungsgemäßen Ausführungsform derart ausgelegt sein, daß über die Federn 137 ca. 40 bis 50% des maximalen, also nominalen Drehmomentes der Brennkraftmaschine übertragen werden können. Der durch die Kraftspeicher 137 abgedeckte Relativverdrehwinkel zwischen dem Eingangsteil 138 und dem Ausgangsteil 139 kann, wie aus Fig. 34 ersichtlich ist, in der Größenordnung von 50 liegen. In Fig. 34 ist der Relativverdrehwinkel zwischen dem Eingangsteil 138 und dem Ausgangsteil 139 des Dämpfers 135 bei Zugbetrieb des Kraftfahrzeuges dargestellt. Im Schubbetrieb kann dieser Relativverdrehwinkel gleich groß sein oder einen anderen Wert aufweisen. Auch kann die Verdrehsteifigkeit des Torsionsdämpfers 135 in Zugrichtung und Schubrichtung unterschiedlich groß sein. Dies wird durch entsprechende Dimensionierung der Fenster 143 und 148 sowie der Federn 137 erreicht. Auch kann der Torsionsdämpfer 135 eine mehrstufige Kennlinie aufweisen, wobei die Kennlinienbereiche, die dem Schubbetrieb und dem Zugbetrieb entsprechen, ebenfalls unterschiedliche Verläufe aufweisen können.

Aus Fig. 34 ist zu entnehmen, daß der Torsionsdämpfer 135 bei 5° Winkel überbrückt wird bzw. auf Anschlag geht und das durch die Elastizität bzw. Kom pression der Federn 137 übertragbare Drehmoment auf ca. 45 Nm begrenzt ist. Ein derart ausgelegter Torsionsdämpfer 135 kann in vorteilhafter Weise in Verbindung mit hydrodynamischen Drehmomentwandlern Verwendung finden, welche eine schlupfge steuerte Überbrückungskupplung aufweisen. Das Anschlagmoment von 45 Nm eignet sich für Motoren, die ein maximales Nominaldrehmoment in der Größenordnung von 80 bis 200 Nm aufweisen.

Das Überbrückungsmoment des Dämpfers 135 ist zweckmäßigerweise derart bemessen, daß dieses vorzugsweise den gesamten Hauptfahrbereich eines Kraftfahr zeuges abdeckt. Als Hauptfahrbereich ist derjenige Bereich zu betrachten, der über die gesamte Betriebsdauer eines Kraftfahrzeuges betrachtet, am häufigsten genutzt wird. Dieser Hauptfahrbereich umfaßt zweckmäßigerweise wenigstens die Bereiche des Motorkennfeldes, die für den FTP75-Zyklus und/oder für den ECE-Zyklus (Stadt, 90 km/h, 120 km/h) maßgebend sind. Der Hauptfahrbereich ist also derjenige Bereich, in dem das Fahrzeug am meisten betrieben wird. Aufgrund der in den einzelnen Ländern vorhandenen Verkehrsinfrastrukturen kann dieser Fahrbereich zwischen den einzelnen Ländern etwas unterschiedlich sein.

In dem in Fig. 35 dargestellten Abtriebskennfeld eines Drehmomentwandlers 110 mit weicher Wandlerauslegung ist der Hauptfahrbereich als eng schraffierte Fläche dargestellt. Weiterhin ist in Fig. 35 der Wandlungsbereich des Drehmomentwandlers dargestellt. In diesem Wandlungsbereich ist die Überbrückungskupplung 112 offen.

Der Hauptfahrbereich ist von einem Bereich umgeben, in dem vorzugsweise mit einem minimalen Schlupf in der Überbrückungskupplung 112 gefahren wird. Der Hauptfahr bereich reicht von einer unteren Drehzahl A bis zu einer oberen Drehzahl B. Die untere Drehzahl A entspricht dabei zumindest im wesentlichen der Leerlaufdrehzahl, welche in der Größenordnung von 700 bis 800 Umdrehungen liegen kann. Die obere Drehzahlgrenze B kann in einem Drehzahlbereich zwischen 2000 und 3000 Um drehungen liegen und zum Beispiel den Wert 2200 U/min aufweisen. Der Bereich mit Schlupf kann eine obere Drehzahlgrenze C aufweisen, die der maximalen Drehzahl der Brennkraftmaschine entsprechen kann, in vorteilhafter Weise jedoch auch darunter liegen kann und zum Beispiel einen Wert zwischen 3000 und 4000 U/min besitzen kann.

Durch die erfindungsgemäße Auslegung des Torsionsdämpfers 135 kann der Drehmomentwandler 110 im Hauptfahrbereich vollständig überbrückt werden, also die Überbrückungskupplung 112 ohne Schlupf betrieben werden, d. h. der K_me-Faktor ist größer als 1, z. B. 1,1. In diesem Hauptfahrbereich erfolgt die Schwingungsisolation zwischen der Brennkraftmaschine und dem nachgeschalteten Getriebe praktisch vollständig über den Torsionsschwingungsdämpfer 135. Lediglich Spitzenmomente werden durch Schlupf in der Überbrückungskupplung 112 abgefangen. Hierfür wird die Überbrückungskupplung 112 im Hauptfahrbereich derart gesteuert bzw. geregelt, daß diese in bezug auf das maximale Drehmoment der Brennkraftmaschine ein verhältnismäßig geringes Moment überträgt, welches jedoch größer ist als das gerade anstehende Drehmoment der Brennkraftmaschine.

Im Bereich mit Schlupf wird die Überbrückungskupplung 112 derart gesteuert bzw. geregelt, daß ein gewisser Schlupf zwischen den Reibflächen 121, 122 der Über brückungskupplung 112 vorhanden ist. Aufgrund dieses Schlupfes ist auch eine Relativverdrehung zwischen Pumpenrad 117 und Turbinenrad 118 vorhanden.

Im Bereich mit Schlupf (K_me-Faktor ist kleiner als 1, z. B. 0,9) gemäß Fig. 35 werden die in diesem noch auftretenden störenden Drehmoment Ungleichförmigkeiten haupt sächlich durch Schlupf gedämpft.

Im Hauptfahrbereich sowie im Bereich mit Schlupf kann zur besseren Schwingungs isolation, sofern im Antriebsstrang Zustände auftreten mit hoher Schwingungs amplitude, das ist zum Beispiel bei Resonanz, Lastwechselschlag oder dergleichen das übertragbare Moment der Überbrückungskupplung 112 verringert werden. Dies kann durch Änderung des K_me-Faktors erfolgen.

Wie aus Fig. 34 ersichtlich ist, kann der Torsionsdämpfer der Überbrückungskupp lung 112 auch derart ausgestaltet werden, daß dieser anschließend an einen Ver drehwinkel mit relativ geringer Verdrehwinkelsteifigkeit einen verhältnismäßig kleinen Verdrehwinkel besitzt, in dem die Verdrehsteifigkeit ein Vielfaches derjenigen des ersten Verdrehwinkels beträgt. In Fig. 34 erstreckt sich dieser zweite Verdrehwinkel über 2°. Die Verdrehsteifigkeit in diesem zweiten Verdrehwinkel kann das 7 bis 15- fache der Verdrehsteifigkeit im ersten Verdrehwinkel betragen. Bei dem in Fig. 34 dargestellten Ausführungsbeispiel liegt die Verdrehsteifigkeit im ersten Verdrehwinkel in der Größenordnung von 8 Nm/° und im zweiten Verdrehwinkel in der Größen ordnung von 70 Nm/°.

Im Hauptfahrbereich gemäß Fig. 35 wird über den K_me-Faktor das von der Über brückungskupplung 112 übertragbare Moment auf ca. das 1,1 bis 1,2fache des tatsächlich anstehenden Motordrehmomentes eingestellt. Die Regelung bzw. Steuerung des von der Überbrückungskupplung 112 übertragbaren Momentes kann im Hauptfahr bereich derart erfolgen, daß das von der Überbrückungskupplung 112 übertragbare Drehmoment einen Mindestwert nicht unterschreitet. Dieser Wert soll mindestens 1% des nominalen Drehmomentes der Brennkraftmaschine betragen. Das von der Über brückungskupplung 122 im Hauptfahrbereich übertragbare Mindestmoment kann beispielsweise 5 Nm betragen. Diese untere Grenze kann jedoch entsprechend dem Anwendungsfall nach unten oder nach oben verschoben werden. So kann das im Hauptfahrbereich von der Überbrückungskupplung 112 übertragbare Mindest drehmoment auch auf einen Wert eingestellt werden, das dem im Hauptfahrbereich auftretenden maximalen Motormoment sehr nahe ist, vorzugsweise etwas kleiner ist.

In dem in Fig. 35 mit "Bereich mit Schlupf" bezeichneten Bereich wird über den K_me-Faktor das von der Überbrückungskupplung 112 übertragbare Drehmoment auf das 0,8 bis 0,95-fache des momentan anstehenden Momentes der Brennkraftmaschine eingestellt. Die Drehmomentübertragungskapazität der Überbrückungskupplung 112 ist also abhängig von dem jeweils anstehenden Momentes der Brennkraftmaschine, welches übertragen werden muß. Mit anderen Worten bedeutet dies, daß mit steigendem Drehmoment der Brennkraftmaschine auch das von der Überbrückungs kupplung übertragbare Moment zunimmt und bei einer Abnahme des von der Brennkraftmaschine abgegebenen Drehmomentes die Drehmomentübertragungs kapazität der Überbrückungskupplung 112 ebenfalls abnimmt.

Durch die erfindungsgemäße Auslegung der Wandlerüberbrückungskupplung sowie deren Steuerung ist ein unter energetischen Gesichtspunkten optimaler Betrieb eines Kraftfahrzeuges möglich. Dadurch, daß in den hauptsächlich benutzten Betriebs zuständen mit schlupffreier Überbrückungskupplung gefahren wird, kann gegenüber den in diesen Betriebszuständen nicht überbrückten oder mit Schlupf arbeitenden Wandlerüberbrückungskupplungen eine wesentliche Kraftstoffeinsparung erzielt werden. Der Hauptdrehzahlbereich liegt dabei zwischen etwa 600 und 2200 bis 3000 Umdrehungen pro Minute bzw. der Mittelwert etwa bei 1800 Umdrehungen pro Minute. Im Hauptfahrbereich ist also die Überbrückungskupplung im wesentlichen ge schlossen, so daß das vorherrschende Motormoment durch die Überbrückungskupplung ohne wesentlichen Schlupf übertragen wird. Die Schwingungsdämpfung erfolgt in diesem Hauptfahrbereich durch den im Kraft- bzw. Drehmomentfluß der Wandler überbrückungskupplung 112 vorgesehenen Drehschwingungsdämpfer 135. Der Tor sionsdämpfer 135 ist dabei mit einem verhältnismäßig kleinen Verdrehwinkel versehen und das Anschlagmoment des Torsionsdämpfers entspricht in etwa dem oberen Grenzmoment des Hauptfahrbereiches. Dieses obere Grenzmoment kann je nach Motorisierung und Fahrzeuggewicht 15 bis 50% des maximalen Motormomentes betragen. Mit einem derart aufgebauten Dämpfer können im Fahrbereich mit geringeren Antriebsmomenten Schwingungen beherrscht werden, die ein störendes Brummen erzeugen. Störende Lastwechselreaktionen im Antriebsstrang werden durch den verhältnismäßig kleinen Verdrehwinkel des Torsionsdämpfers unterdrückt bzw. vermieden. Die Lastwechselstöße werden begrenzt, indem bei Überschreitung des Anschlagmomentes bzw. Überbrückungsmomentes des Dämpfers die Reibflächen der Überbrückungskupplung relativ zueinander rutschen. Dadurch wird das übertragende Moment begrenzt. Die Drehmomentspitzen werden durch Schlupf in der Über brückungskupplung gedämpft. Oberhalb des Hauptfahrbereiches bzw. in dem Fahrbereich, in dem die anstehenden Drehmomente größer sind als das vom Dämpfer übertragbare Grenzmoment wird die Überbrückungskupplung derart gesteuert, daß ein Schlupf vorhanden ist. Störende Lastwechselreaktionen werden durch den so einge stellten Schlupf vermieden. In Drehzahlbereichen bzw. Drehmomentbereichen oberhalb des Hauptfahrbereiches, in denen keine störenden Schwingungsanregungen vorhanden sind, kann die Kupplung ebenfalls auf einen Drehmomentwert geschlossen werden, der größer ist als das anstehende Motormoment. Für bestimmte Drehzahlbereiche, in denen störende Anregungen vorhanden sind, kann die Überbrückungskupplung wieder auf Schlupf geöffnet werden. Letzteres kann insbesondere beim Auftreten einer Reso nanzdrehzahl zweckmäßig sein.

Auch im Hauptfahrbereich bzw. im Bereich verhältnismäßig kleiner Motormomente kann es beim Durchfahren von Resonanzen zweckmäßig sein, die Überbrückungskupp lung zu öffnen bzw. das von dieser übertragbare Moment erheblich zu reduzieren.

Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung und Steuerung bzw. Regelung der Überbrückungskupplung sollen insbesondere sogenannte Brummgeräusche beseitigt werden, die über eine teilweise geschlossene, also schlupfende Überbrückungs kupplung nicht beseitigbar sind, und zwar aufgrund der zwischen den Reibflächen dieser Überbrückungskupplung auftretenden Haft-/Gleitzuständen.

Ergänzende Erläuterungen für das Verständnis der Erfindung bzw. Erfindungen sowie zusätzliche Vorteile der erfindungsgemäßen Ausführungen bzw. Konstruktionen gegenüber dem bekannten Stand der Technik gehen aus der anschließenden Be schreibung hervor.

Welche Steuerungsstrategie wurde für das erfindungsgemäße System der Wandler überbrückungskupplung gewählt? Die Probleme, die bei Schlupfregelung auftreten, wurden schon weiter oben erwähnt. Das Grundproblem liegt darin, daß erst eine Regelabweichung auftreten muß, bevor der Regler reagiert. Außerdem gibt es Bereiche, in denen die Sollvorgabe nicht erreichbar ist, z. B. kann kein höherer Schlupf eingeregelt werden, als bei offenem Wandler auftreten würde. Bei Schaltungen wirkt es sich negativ aus, wenn der Regler gegen den Ablauf des Gangwechsels arbeitet. Wird z. B. bei Hochschaltungen der Schlupf zu gering gehalten, kommt es am Schaltende zum Haften und damit zu Komforteinbußen. Gegen all diese Reglerprobleme kann man sich Lösungen ausdenken - üblicherweise stellt das trotzdem nicht die optimale Lösung dar. Das LuK-Steuerungskonzept arbeitet deshalb momentengesteuert, und die Systemabweichungen werden durch Adaption ausgegli chen. Das Überbrückungsmoment wird aus dem Motormoment bestimmt:

M_{Überbrückung} = M_Motor _* Überbrückungsfaktor

Das heißt, daß kein Sollschlupf eingestellt wird. Das zeigt sich auch im Summenhäu figkeitsdiagramm in Fig. 36, wobei die durchgezogene Linie den Stand der Technik würdigt und die unterbrochene Linie die erfindungsgemäße Gedanken repräsentiert.

Ob die Überbrückung völlig geöffnet oder schlupfend geschlossen wird, wird zunächst nach energetischen Gesichtspunkten festgelegt. Ein Beispiel:
Bei einer extremen Bergfahrt (3600 kg, 12%) kann bei niedriger Geschwindigkeit die Überbrückung nicht völlig geschlossen werden, da z. B. die Zugkraftreserve nicht ausreicht oder der Motor nicht zu sehr gedrückt werden darf. Dann wird ständig verglichen, ob die Gesamtverluste geringer sind, wenn man schlupfend überbrückt oder die Überbrückung völlig öffnet, siehe Fig. 37.

Wenn sich der Fahrer eine Zugkrafterhöhung wünscht, erhöht er die Lasthebelstellung.

Zunächst steigt das Motormoment an. Wenn dieses Moment nicht ausreicht, erhöht der Fahrer die Lasthebelstellung weiter, um seinen zusätzlichen Beschleunigungswunsch kundzutun. Bei herkömmlichen Systemen wird zumeist zurückgeschaltet, um durch eine kürzere Übersetzung die Zugkraft zu erhöhen. Beim WL-System wird erst überprüft, ob durch ein Öffnen der Überbrückungskupplung eine Zugkrafterhöhung zu erwarten ist. Das ist dann der Fall, wenn sich der Wandler nach dem Öffnen im Wandlungsbereich befinden würde. Wenn das so ist, wird die Überbrückung geöffnet, sonst wird zurückgeschaltet. Diese Überprüfung findet ständig statt. Um das Zusammenwirken zu verbessern, ist es sinnvoll, auch die Getriebeschaltlinien an dieses Konzept anzupassen. Besonders wirkungsvoll ist diese Abstimmung in Kombination mit einem weichen Wandler (siehe nächstes Kapitel). Diese Philosophie kann man in Näherung in einem Schaltliniendiagramm darstellen (Fig. 38).

Schon durch diese Maßnahmen (Schlupf, Konus, Minidämpfer und adaptive Steuerung) wird eine deutliche Verbesserung des Verbrauchs erreicht, da in allen Gängen überbrückt werden kann. Der weichere Wandler bewirkt noch eine weitere deutliche Verbesserung.

Zu Beginn dieses Beitrags wurde auf die Wandlerauslegung hingewiesen. Da eine Überbrückung in allen Bereichen bei den heute üblichen Systemen nicht möglich ist, muß der Wandler entsprechend steif ausgelegt sein. Mit der WL-Konzept ist es möglich, die Vorteile eines weichen Wandlers zu nutzen und die Nachteile zu vermeiden. Die Vorteile sind im wesentlichen eine bessere Zugkraft und geringere Stillstandsverluste. Die Nachteile - in vielen Bereichen unter Last höhere Verluste und der "Gummibandeffekt" - werden durch die ständig einsetzbare Überbrückungskupp lung vermieden.

Mit dieser Auslegung wurden nocheinmal weitere prägnante Vorteile erreicht. Die Fahrleistung wird deutlich erhöht und der Verbrauch beachtlich gesenkt. Außerdem werden die Emissionen überproportional verbessert. Die Testzyklen beginnen mit einer Kaltphase. Bei geöffneter Überbrückung erreicht der Motor bei einem weichen Wandler wesentlich schneller seine Betriebstemperatur, was sich günstig auf die Emissionen auswirkt.

In der Beschleunigung 0 auf 100 km/h gibt es zwischen herkömmlichen 4-Gang- Getriebe und 5-Gang-Getriebe keine großen Unterschiede, da die Übersetzungen in den ersten Gängen fast gleich sind. Mit dem 4-Gang-Getriebe mit LuK-WL-System ergeben sich (durch die weitere Wandlerauslegung) deutliche Beschleunigungsvorteile gegenüber dem herkömmlichen 5-Gang-Getriebe. Auch im Verbrauch lassen sich deutliche Verbesserungen sowohl im Vergleich zum herkömmlichen 4-Gang-Getriebe wie im Vergleich zum herkömmlichen 5-Gang-Getriebe erreichen. Auch bei den Emissionen sind starke Verbesserungen zu erwarten.

Eine kostengünstige Lösung mit vielen Vorteilen: Die Kombination des Wandlerüber brückungskupplungs-Systems mit einem 4-Gang-Getriebe.

Das System der Wandlerüberbrückungskupplung in Kombination mit einem 4-Gang- Getriebe kann in bezug auf Fahrleistung und Verbrauch ähnliche Vorteile wie ein 5- Gang-Getriebe mit herkömmlicher Überbrückungskupplung erreichen und das bei in der Gesamtheit deutlich geringerem Gewicht und Kosten als bei einem 5-Gang- Getriebe (ganz abgesehen von den möglichen Einsparungen bei den Entwicklungs kosten).

Die Kombination eines weichen Wandlers mit weit gespreiztem 4-Gang zeigt im Zugkraftdiagramm in den meisten Bereichen sogar eine höhere Zugkraft als ein 5- Gang-Getriebe mit herkömmlichen Wandler (Fig. 39). Man erkennt auch, daß in Bereichen mit niedriger Last das 5-Gang-Getriebe über zwei Gang-Stufen schalten muß und das 4-Gang-Getriebe mit dem Wandlerüberbrückungs-System nicht, d. h. die Schalthäufigkeit des Getriebes reduziert sich. Die größeren Gangsprünge werden durch den weicheren Wandler abgefangen.

Die Erfindung ist nicht auf das dargestellte und beschriebene Ausführungsbeispiel beschränkt, sondern umfaßt insbesondere auch Varianten, die durch Kombination von in Verbindung mit der vorliegenden Erfindung beschriebenen Merkmalen bzw. Elementen gebildet werden können. Weiterhin können einzelne, in Verbindung mit den Figuren beschriebene Merkmale bzw. Funktionsweisen für sich allein genommen eine selbständige Erfindung darstellen.

Die Anmelderin behält sich also vor, noch weitere bisher nur in der Beschreibung, insbesondere in Verbindung mit den Figuren offenbarte Merkmale von erfindungs wesentlicher Bedeutung zu beanspruchen. Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind somit lediglich Formulierungsvorschläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes.

Claims

1. Verfahren zum Steuern eines mit dem Abtrieb eines Antriebsaggregats, etwa einer Brennkraftmaschine, wirkverbundenen und über eine Abtriebswelle mit einem Automatikgetriebe in Antriebsverbindung stehenden Drehmoment- Übertragungssystems, das einen Strömungswandler und eine dazu parallel angeordnete Reibungskupplung, ein Meßwerterfassungssystem und eine zentrale Rechnereinheit besitzt, wobei die Kraftbeaufschlagung der Reibungs kupplung und damit das von dieser übertragene Drehmoment im Zusammen wirken mit der zentralen Rechnereinheit gezielt veränderbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß das von der Reibungskupplung zu übertragende Drehmo ment in Abhängigkeit vom Drehmoment des Antriebsaggregats ermittelt sowie die zur Übertragung des vorbestimmten Kupplungsmomentes erforderliche Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung berechnet und adaptiv eingestellt wird, wobei sich ein minimaler Schlupf zwischen An- und Abtrieb des berechneten Kupplungsmomentes selbständig einstellt und Abweichungen vom idealen Zustand durch Korrekturen langfristig ausgeglichen werden.

2. Verfahren, insbesondere nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das von der Reibungskupplung zu übertragende Drehmoment in Abhängigkeit vom Drehmoment des Antriebsaggregats nach der Momentgleichung M_Kupplung = k_me · k_kor · (M_{Antriebsaggregat} + M_{korr_MOT}) + M_{korr_WÜ}mitM_Kupplung - Moment an der Reibungskupplung
k_me - Drehmomentenaufteilungsfaktor
k_korr - Korrekturfaktor zum Ausgleich multiplikativ eingehen der Fehler
M_{korr_MOT} - Korrekturmoment zum Ausgleich additiv zum Mo tormoment eingehender Fehlerermittelt wird, wobei sich ein minimaler Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentübertragungssystems in Abhängigkeit von der Größe des über den gesamten Betriebsbereich des Antriebsstranges konstanten Momen tenaufteilungsfaktor k_me selbständig einstellt und Abweichungen vom idealen Zustand durch den Korrekturfaktor k_korr und die Korrekturmomente M_{korr_MOT} und M_{korr_WÜ} langfristig ausgeglichen werden.

3. Verfahren, insbesondere nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß es sich bei dem Momentenaufteilungsfaktor k_me um einen von der Abtriebs drehzahl abhängigen Wert handelt.

4. Verfahren, insbesondere nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß es sich beim Momentenaufteilungsfaktor k_me um einen von der Drehzahl des Antriebsaggregats allein abhängigen Wert handelt.

5. Verfahren, insbesondere nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß es sich beim Momentenaufteilungsfaktor k_me um einen sowohl von der Drehzahl als auch vom Drehmoment des Antriebsaggregats abhängigen Wert handelt.

6. Verfahren, insbesondere nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß es sich beim Momentenaufteilungsfaktor k_me um einen sowohl von der Abtriebsdrehzahl als auch vom Drehmoment des Antriebsaggregats abhängigen Wert handelt.

7. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibungskupplung strömungsdruckmittelbetätigbar und so ausgeführt ist, daß sich zwischen Reibungskupplung und dem Wandlerdeckel bzw. zwischen Reibungskupplung und dem übrigen Wandlergehäuse zwei getrennte Druck kammern bilden und daß ein zwischen diesen Druckkammern bestehender Differenzdruck das von der Reibungskupplung übertragene Drehmoment bestimmt.

8. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß bei einem Drehmomentenübertragungssystem mit einer Brennkraftmaschine als Antriebsaggregat dessen Betriebszustand in Ab hängigkeit von der Motordrehzahl und vom Drosselklappenwinkel, in Abhängigkeit von der Motordrehzahl und vom Kraftstoffdurchsatz, in Abhängigkeit von der Motordrehzahl und vom Saugrohrunterdruck oder in Abhängigkeit von der Motordrehzahl und der Einspritzzeit bestimmt wird.

9. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Einstellen eines vom bisherigen abweichenden neu berechneten Betrages eines die Aufteilung des zu übertragenden Drehmomen tes zwischen Wandler und Reibungskupplung beeinflussenden Parameters, vorzugsweise des Differenzdruckes, nach einer Funktion in Abhängigkeit der Zeit verzögert erfolgt.

10. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Einstellen eines vom bisherigen abweichenden neu berechneten Betrages eines die Aufteilung des zu übertragenden Drehmomen tes zwischen Wandler und Reibungskupplung beeinflussenden Parameters, vorzugsweise des Differenzdruckes, nach einer Funktion in Abhängigkeit der Differenzdrehzahl zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenübertragungs systems verzögert erfolgt.

11. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Einstellen eines vom bisherigen abweichenden neu berechneten Betrages eines die Aufteilung des zu übertragenden Drehmomen tes zwischen Wandler und Reibungskupplung beeinflussenden Parameters, vorzugsweise des Differenzdruckes, nach einer Funktion in Abhängigkeit des Gradienten der Motordrehzahl verzögert erfolgt.

12. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß der an der Reibungskupplung gewünschte Differenzdruck mit Hilfe eines PI- oder PID-Reglers eingeregelt wird, wobei die Regelstrecke von dem zur Erzielung eines bestimmten von der Reibungskupplung zu übertragenden Drehmoments notwendigen Differenzdruck an der Reibungs kupplung zum sich einstellenden Differenzdruck nicht eindeutig analytisch beschreibbar ist.

13. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß der gewünschte Differenzdruck an der Reibungskupplung dadurch eingestellt wird, daß einer Kennlinie ein druckproportionales Signal, wie ein Ventilstrom, entnommen und eingestellt wird, wobei auftretende Abweichungen zwischen Soll- und Istdruck mittels einer I-Rückführung ausgeglichen werden und die Regelstrecke von dem zur Erzielung eines bestimmten von der Reibungskupp lung zu übertragenden Drehmoments notwendigen Differenzdruck an der Reibungskupplung zum sich einstellenden Differenzdruck nicht eindeutig analytisch beschreibbar ist.

14. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß der gewünschte Differenzdruck an der Reibungskupplung dadurch eingestellt wird, daß ein dem gewünschten Differenzdruck proportionales Signal, wie ein Strom oder Tastverhältnis, berechnet und mit Hilfe eines PI, I- oder PID- Reglers eingeregelt wird, wobei die Regelstrecke von dem zur Erzielung eines bestimmten von der Reibungskupplung zu übertragenden Drehmoments notwendigen Differenzdruck an der Reibungskupplung zum sich einstellenden Differenzdruck nicht eindeutig analytisch beschreibbar ist.

15. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß Abweichungen des tatsächlich von der Reibungskupplung übertragenen Drehmomentes vom gewünschten Drehmoment dadurch festgestellt werden, daß der sich einstellende Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmo mentübertragungssystems gemessen und mit Sollwerten verglichen wird.

16. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß Abweichungen des tatsächlich von der Reibungskupplung übertragenen Drehmomentes vom gewünschten Drehmoment dadurch festgestellt werden, daß das vom Drehmomentwandler übertragene Drehmo ment aus dessen Charakteristik berechnet und damit die wirkliche Drehmo mentenaufteilung zwischen Wandler und Reibungskupplung überprüft wird.

17. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 2 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß auftretende Abweichungen des von der Reibungskupplung wirklich übertragenen Drehmoments vom gewünschten Drehmoment, auf multiplikativ eingehende Fehler (k_korr ≠ 0, M_{korr_MOT} = 0, M_{korr_WÜ} = 0),
auf additiv zum Motormoment eingehende Fehler (k_korr = 0, M_{korr_MOT} ≠ 0, M_{korr_WÜ} = 0)
auf additiv zum Kupplungsmoment eingehende Fehler (k_korr ≠ 0, M_{korr_MOT} = 0, M_{korr_WÜ} ≠ 0)
auf multiplikativ und additiv zum Motormoment eingehende Fehler (k_korr ≠ 0, M_{korr_MOT} ≠ 0, M_{korr_WÜ} = 0)
auf multiplikativ und additiv zum Kupplungsmoment eingehende Fehler (k_korr ≠ 0, M_{korr_MOT} = 0, M_{korr_WÜ} ≠ 0)
oder auf multiplikativ und additiv sowohl zum Motormoment als auch zum Kupplungsmoment eingehende Fehler (k_korr ≠ 0, M_{korr_MOT} ≠ 0, M_{korr_WÜ} ≠ 0)zurückgeführt werden und daß die Kompensation solcher Fehler mit einer Zeitkonstanten von mehreren Sekunden erfolgt, um lediglich einen adaptiven Charakter der Steuerung zu erreichen.

18. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 2 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß bei der Signalisierung eines Beschleunigungswunsches seitens des Fahrers der Schlupf im Drehmomentenübertragungssystem mittels Reduzierung des k_me-Faktors erhöht und dadurch die vom Wandler angebotene Drehmomentenüberhöhung als zusätzliche Drehmomentenreserve genutzt werden kann.

19. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 2 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß der Schlupf im Drehmomentenübertragungssystem in allen Gängen von der Reibungskupplung bestimmt wird, wodurch der Wirkungsgrad der Leistungsübertragung durch den Wandler in den Hinter grund tritt und eine Wandlerauslegung hinsichtlich einer hohen stall-speed- Drehzahl und eines breiten Wandlungsbereiches erlaubt wird.

20. Verfahren nach einem der Ansprüche 2 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß der Schlupf im Drehmomentübertragungssystem bei allen Übersetzungen von der Reibungskupplung bestimmt wird, wodurch der Wirkungsgrad der Leistungsübertragung durch den Wandler in den Hintergrund tritt und eine Wandlerauslegung hinsichtlich einer hohen stall-speed-Drehzahl und eines breiten Wandlungsbereiches erlaubt wird.

21. Verfahren zum Steuern eines mit dem Abtrieb eines Antriebsaggregats, etwa einer Brennkraftmaschine, wirkverbundenen und über eine Abtriebswelle mit einem Automatikgetriebe in Antriebsverbindung stehenden Drehmomenten- Übertragungssystems, das einen Strömungswandler und eine dazu parallel angeordnete Reibungskupplung, ein Meßwerterfassungssystem und eine zentrale Rechnereinheit besitzt, wobei die Kraftbeaufschlagung der Rei bungskupplung und damit das von selbiger übertragene Drehmoment in Zusammenarbeit mit der zentralen Rechnereinheit gezielt veränderbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß das von der Reibungskupplung zu übertragende Drehmoment in Abhängigkeit vom Betriebszustand des Antriebsaggregats nach der Momentgleichung M_Kupplung = k_e · k_korr · M_{Antriebsaggregat}mit k_e = k_me als Momentenaufteilungsfaktor und
k_korr als Korrekturfaktor
ermittelt, sowie die zur Übertragung des vorbestimmten Kupplungsmomentes erforderliche Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung berechnet und eingestellt wird, wobei sich der Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenübertragungssystems in Abhängigkeit von der Größe des über den gesamten Betriebsbereich des Antriebsstranges konstanten Momenten aufteilungsfaktors k_e selbständig einstellt und der Korrekturfaktor k_korr Abweichungen jedes speziellen Antriebsstranges vom idealen Zustand aus gleicht.

22. Verfahren zum Steuern eines mit dem Abtrieb eines Antriebsaggregats, etwa einer Brennkraftmaschine, wirkverbundenen und über eine Abtriebswelle mit einem Automatikgetriebe in Antriebsverbindung stehenden Drehmomenten- Übertragungssystems, das einen Strömungswandler und eine dazu parallel angeordnete Reibungskupplung, ein Meßwerterfassungssystem und eine zentrale Rechnereinheit besitzt, wobei die Kraftbeaufschlagung der Reibungs kupplung und damit das von selbiger übertragene Drehmoment in Zusammen arbeit mit der zentralen Rechnereinheit gezielt veränderbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß das von der Reibungskupplung zu übertragende Drehmoment in Ab hängigkeit vom Betriebszustand des Antriebsaggregats nach dem Moment gleichung M_Kupplung = k_e · k_korr · M_{Antriebsaggregat}mit k_e = k_me als Momentenaufteilungsfaktor und k_korr als Korrekturfaktor
ermittelt, sowie die zur Übertragung des vorbestimmten Kupplungsmomentes erforderliche Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung berechnet und eingestellt wird, wobei sich der Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenübertragungssystems in Abhängigkeit von der Größe des motorkennfeldunabhängigen Momentenaufteilungsfaktors k_e selbständig einstellt und der Korrekturfaktor k_korr Abweichungen jedes speziellen Antriebs stranges vom idealen Zustand ausgleicht.

23. Verfahren zum Steuern eines mit dem Abtrieb eines Antriebsaggregats, etwa einer Brennkraftmaschine, wirkverbundenen und über eine Abtriebswelle mit einem Automatikgetriebe in Antriebsverbindung stehenden Drehmomenten- Übertragungssystems, das einen Strömungswandler und eine dazu parallel angeordnete Reibungskupplung, ein Meßwerterfassungssystem und eine zentrale Rechnereinheit besitzt, wobei die Kraftbeaufschlagung der Reibungs kupplung und damit das von selbiger übertragene Drehmoment in Zusammen arbeit mit der zentralen Rechnereinheit gezielt veränderbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß das von der Reibungskupplung zu übertragende Drehmoment in Ab hängigkeit vom Betriebszustand des Antriebsaggregats nach dem Moment gleichung M_Kupplung = k_e · k_korr · M_{Antriebsaggregat}mit k_e = k_me als Momentenaufteilungsfaktor und
k_korr als Korrekturfaktor
ermittelt, sowie die zur Übertragung des vorbestimmten Kupplungsmomentes erforderliche Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung berechnet und eingestellt wird, wobei sich der Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenübertragungssystems in Abhängigkeit von der Größe des von der Drehzahl des Antriebsaggregats allein abhängigen Momentenaufteilungs faktors k_e selbständig einstellt und der Korrekturfaktor k_korr Abweichungen jedes speziellen Antriebsstranges vom idealen Zustand ausgleicht.

24. Verfahren zum Steuern eines mit dem Abtrieb eines Antriebsaggregats, etwa einer Brennkraftmaschine, wirkverbundenen und über eine Abtriebswelle mit einem Automatikgetriebe in Antriebsverbindung stehenden Drehmomenten- Übertragungssystems, das einen Strömungswandler und eine dazu parallel angeordnete Reibungskupplung, ein Meßwerterfassungssystem und eine zentrale Rechnereinheit besitzt, wobei die Kraftbeaufschlagung der Reibungs kupplung und damit das von selbiger übertragene Drehmoment in Zusammen arbeit mit der zentralen Rechnereinheit gezielt veränderbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß das von der Reibungskupplung zu übertragende Drehmo ment in Abhängigkeit vom Betriebszustand des Antriebsaggregats nach dem Momentgleichung M_Kupplung = k_e · k_korr · M_{Antriebsaggregat}mit k_e = k_me als Momentenaufteilungsfaktor und
k_korr als Korrekturfaktor
ermittelt, sowie die zur Übertragung des vorbestimmten Kupplungsmomentes erforderliche Kraftbeaufschlagung der Reibungskupplung berechnet und eingestellt wird, wobei sich der Schlupf zwischen An- und Abtrieb des Drehmomentenübertragungssystems in Abhängigkeit von der Größe des sowohl von der Drehzahl als auch vom Drehmoment des Antriebsaggregats abhängigen Momentenaufteilungsfaktors k_e selbständig einstellt und der Korrekturfaktor k_korr Abweichungen jedes speziellen Antriebsstranges vom idealen Zustand ausgleicht.

25. Verfahren nach einem der Ansprüche 21 bis 24, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibungskupplung strömungsdruckmittelbetätigbar und so ausgeführt ist, daß sich zwischen Reibungskupplung und Wandlerdeckel bzw. zwischen Reibungskupplung und dem übrigen Wandlergehäuse zwei getrennte Druckkammern bilden und daß ein zwischen diesen Druckkammern bestehen der Differenzdruck das von der Reibungskupplung übertragene Drehmoment bestimmt.

26. Verfahren nach einem der Ansprüche 21 bis 25, dadurch gekennzeichnet, daß bei einem Drehmomenten-Übertragungssystem mit einer Brennkraftmaschine als Antriebsaggregat dessen Betriebszustand in Abhängigkeit von der Motor drehzahl und vom Drosselklappenwinkel bestimmt wird.

27. Verfahren nach einem der Ansprüche 21 bis 26, dadurch gekennzeichnet, daß bei einem Drehmomenten-Übertragungssystem mit einer Brennkraftmaschine als Antriebsaggregat dessen Betriebszustand in Abhängigkeit von der Motor drehzahl und vom Saugrohrunterdruck bestimmt wird.

28. Verfahren nach einem der Ansprüche 21 bis 27, dadurch gekennzeichnet, daß bei einem Drehmomenten-Übertragungssystem mit einer Brennkraftmaschine als Antriebsaggregat dessen Betriebszustand in Abhängigkeit von der Motor drehzahl und der Einspritzzeit bestimmt wird.

29. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 21 bis 28 , dadurch gekennzeichnet, daß ein in der zentralen Rechnereinheit in Abhängigkeit von einer Drehmomentenänderung im Antriebsstrang ermitteltes, von der Reibungskupplung zu übertragendes Drehmoment, das vom momentanen Drehmoment abweicht, durch folgende Maßnahmen eingestellt wird:

- Vorausbestimmen des nach einem Abtastintervall zu einem Zeitpunkt t_n+1 gewünschten Wertes eines beliebigen, das von der Reibungskupplung übertragene Drehmoment bestimmenden Parameters X nach einer Funktion, die unerwünschte Ereignisse, wie z. B. ein Haften der Reibungskupplung, ausschließt,
- Berechnen des für das Erreichen des gewünschten Wertes des Parameters X nach dem Zeitintervall Δt erforderlichen Gradienten ΔX,
- Einstellen des errechneten Gradienten ΔX mittels des Hydrauliksystems durch eine Proportionalitätsregelung, bei der als Parameter der Differenz druck ΔP zwischen den Druckkammern der Kupplung vorausbestimmt wird nach der Beziehung ΔP_n+1 = (1 - β) · ΔP_soll + β ·ΔP_nmit
β = f (T_v, t), und
- das Wiederholen der vorstehenden Schrittfolge bis zum Erreichen eines Sollwertes X_soll.

30. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 21 bis 29, dadurch gekennzeichnet, daß ein in der zentralen Rechnereinheit in Abhängigkeit von einer Drehmomentenänderung im Antriebsstrang ermittelter neuer Wert des von der Reibungskupplung übertragenen Drehmomentes eingestellt wird

- durch das Berechnen des Gradienten ΔX eines beliebigen, das von der Reibungskupplung übertragene Drehmoment bestimmenden Parameters X nach einer Funktion, die unerwünschte Ereignisse, wie z. B. das kurzzeitige Haften der Reibungskupplung, ausschließt,
- durch das Einstellen des gewünschten Gradienten ΔX mittels des Hydrau liksystems, wobei der Gradient der Druckdifferenz Δ zwischen den Druckkammern der Kupplung als Parameter berechnet wird nach der Beziehung ΔΔP= C₁ · (ΔP_Soll - ΔP_n)mit
C₁ = Proportionalitätsfaktor, und
- durch Wiederholen der Schrittfolge bis zum Erreichen des geforderten Sollwertes X_Soll.

31. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 21 bis 30, dadurch gekennzeichnet, daß bei Betriebsfällen, bei denen eine Reduzierung des Eingangsdrehmomentes am Drehmomenten-Übertragungssystem zu erwarten ist, wie z. B. bei Gangrückschaltungen oder beim Zuschalten von Zusatz aggregaten, einem möglichen kurzzeitigen Haften der Reibungskupplung durch das Herabsetzen des von der Reibungskupplung übertragenen Drehmomentes in der Form entgegengewirkt wird, daß entweder der Drehmomentauftei lungsfaktor k_e oder der Korrekturfaktor k_korr um einen vorherbestimmten Wert vermindert und nach einer Funktion zeitabhängig wieder auf einen für die Schwingungsisolation und die Kraftstoffökonomie optimalen Wert angehoben wird.

32. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 21 bis 31, dadurch gekennzeichnet, daß bei Betriebsfällen, bei denen eine Reduzierung des Eingangsdrehmomentes am Drehmomenten-Übertragungssystem zu erwarten ist, wie z. B. bei Veränderungen der Übersetzung oder beim Zuschalten von Zusatzaggregaten, einem möglichen kurzzeitigen Haften der Reibungskupplung durch das Herabsetzen des von der Reibungskupplung übertragenen Drehmo mentes in der Form entgegengewirkt wird, daß entweder der Drehmo mentaufteilungsfaktor k_e oder der Korrekturfaktor k_korr um einen vorherbe stimmten Wert vermindert und nach einer Funktion zeitabhängig wieder auf einen für die Schwingungsisolation und die Kraftstoffökonomie optimalen Wert angehoben wird.

33. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 21 bis 32, dadurch gekennzeichnet, daß bei Betriebsfallen, bei denen eine Reduzierung des Eingangsdrehmomentes am Drehmomenten-Übertragungssystem zu erwarten ist, wie z. B. bei Gangrückschaltungen oder beim Zuschalten von Zusatz aggregaten, einem möglichen kurzzeitigen Haften der Reibungskupplung durch das Herabsetzen des von der Reibungskupplung übertragenen Drehmomentes in der Form entgegengewirkt wird, daß entweder der Drehmomentauftei lungsfaktor k_e oder der Korrekturfaktor k_korr um einen vorherbestimmten Wert vermindert und nach einer Funktion zeitabhängig wieder auf einen für die Schwingungsisolation und die Kraftstoffökonomie optimalen Wert angehoben wird.

34. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 21 bis 33, dadurch gekennzeichnet, daß der Korrekturfaktor k_korr Abweichungen jedes speziellen Antriebsstranges vom idealen Zustand ausgleicht, indem vorzugsweise in einem festgelegten, quasi stationären Betriebsbereich mit einem Schwingungen ausschließenden Zeitversatz der sich einstellende Schlupf gemessen und mit Sollschlupfwerten, die eine optimale Schwingungsisolation bei höchst möglicher Kraftstoffökonomie garantieren, verglichen und der Faktor k_korr bei einer Abweichung zwischen Soll- und Istschlupf abgeglichen wird.

35. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 21 bis 34, dadurch gekennzeichnet, daß bei der Signalisierung eines Beschleunigungswunsches seitens des Fahrers, vorzugsweise dokumentiert durch die Änderungs geschwindigkeit des Drosselklappenwinkels, durch Herabsetzen eines der Faktoren k_e oder k_korr der Schlupf im Drehmomentenübertragungssystem erhöht und dadurch die vom Wandler angebotene Drehmomentenüberhöhung als zusätzliche Drehmomentenreserve genutzt werden kann.

36. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 21 bis 35, dadurch gekennzeichnet, daß der Schlupf im Drehmomentenübertragungssystem in allen Gängen von der Reibungskupplung bestimmt wird, wodurch der Wirkungsgrad der Leistungsübertragung durch den Wandler in den Hinter grund tritt und eine Wandlerauslegung hinsichtlich eines möglichst breiten Wandlungsbereiches ermöglicht wird.

37. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 21 bis 36, dadurch gekennzeichnet, daß der Schlupf im Drehmomentübertragungssystem bei allen Übersetzungen von der Reibungskupplung bestimmt wird, wodurch der Wirkungsgrad der Leistungsübertragung durch den Wandler in den Hinter grund tritt und eine Wandlerauslegung hinsichtlich eines möglichst breiten Wandlungsbereiches ermöglicht wird.

38. Überbrückungskupplung für einen hydrodynamischen Strömungswandler eines Drehmomenten-Übertragungssystems, insbesondere nach einem der vorherge henden Patentansprüche, mit einem Pumpenrad, einem Turbinenrad, einem Leitrad und einem zur Drehachse zentrischen, drehfest mit dem Pumpenrad verbundenen sowie das Turbinenrad umschließenden Wandlerdeckel, bei der ein zwischen dem Wandlerdeckel und dem Turbinenrad angeordneter zentrischer Ringkolben radial außen als konische Kupplungsreibscheibe ausgebildet ist sowie radial innen eine auf einer drehfest mit dem Turbinenrad verbundenen Gegendichtnabe aufgenommene Dichtnabe besitzt.

39. Überbrückungskupplung, insbesondere nach Anspruch 38, dadurch gekenn zeichnet, daß die Kupplungsreibscheibe des Ringkolbens und die damit zusammenwirkende Gegenreibfläche des Wandlerdeckels als sich nach der vom Turbinenrad weg weisenden Seite öffnende Konen ausgebildet sind.

40. Überbrückungskupplung, insbesondere nach Anspruch 38 oder 39, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest ein ringförmig ausgebildetes Dämpferelement einer Dämpfereinheit in Umfangsrichtung zwischen einem drehfest mit dem Ringkolben verbundenen Dämpferantriebsteil und einem mit dem Turbinenrad drehfest verbundenen Dämpferabtriebsteil aufgenommen sowie zwischen dem radial äußeren Bereich des Turbinenrades und der mit einer Reibfläche ver sehenen Kupplungsreibscheibe des Ringkolbens angeordnet ist.

41. Überbrückungskupplung, insbesondere nach einem der Ansprüche 38 bis 40, dadurch gekennzeichnet, daß mit dem Turbinenrad in dessen radial äußeren Bereich das Dämpferabtriebsteil drehfest verbunden ist.

42. Überbrückungskupplung nach einem der Ansprüche 38 bis 41, dadurch gekennzeichnet, daß es sich bei dem Dämpferabtriebsteil um ein mit dem Turbinenrad verschweißtes Ringteil mit in Richtung auf die Kupplungsreib scheibe des Ringkolbens vorstehenden Mitnehmerfingern handelt.

43. Überbrückungskupplung, insbesondere nach einem der Ansprüche 38 bis 42, dadurch gekennzeichnet, daß das Dämpferantriebsteil blattfederartig ausgebil det und mit dem Ringkolben drehfest verbunden ist sowie auf der von der Reibfläche abgewandten Seite von der Kupplungsreibscheibe vorstehende und die Dämpfer-Federelemente umgreifende Arme sowie an einem Stirnende in Umfangsrichtung abstützende Mitnehmer besitzt.

44. Drehmomentenübertragungssystem für den Triebstrang eines mit einem Gangwechselgetriebe ausgerüsteten Fahrzeugs, insbesondere eines Kraftfahr zeugs mit Brennkraftmaschinenantrieb, mit einem Strömungswandler, der mit einem Antriebsaggregat des Fahrzeugs in Antriebsverbindung steht und über eine Abtriebswelle mit einem nachgeschalteten Automatikgetriebe wirkver bunden ist, mit einer zum hydrodynamischen Wandler parallel angeordneten Reibungskupplung, die strömungsdruckmittelbetätigbar ist und je eine zwischen einem Turbinenrad des Wandlers und einem mit einer Reibscheibe wirkverbundenen Ringkolben einerseits sowie zwischen letzterem und einem Wandlerdeckel andererseits angeordnete Druckkammer besitzt, die so gestaltet sind, daß ein zwischen diesen Druckkammern bestehender Differenzdruck das von der Reibungskupplung übertragbare Drehmoment bestimmt, mit einem Meßwerterfassungssystem, einer zentralen Rechnereinheit und mit einem im Zusammenwirken mit der Rechnereinheit eine gezielte Veränderung des Differenzdrucks zwischen den beiden Druckkammern und damit des von der Reibungskupplung übertragbaren Drehmoments vermittelnden Hydrau liksystem, wobei die Reibungskupplung in allen Fahrgängen gesteuert wird und daß der Strömungswandler eine Drehmomentwandlung < 2,5 aufweist.

45. Drehmomentenübertragungssystem für den Triebstrang eines mit einem Automatikgetriebe ausgerüsteten Fahrzeugs, insbesondere eines Kraftfahrzeugs mit Brennkraftmaschinenantrieb, mit einem Strömungswandler, der mit einem Antriebsaggregat des Fahrzeugs in Antriebsverbindung steht und über eine Abtriebswelle mit einem nachgeschalteten Automatikgetriebe wirkverbunden ist, mit einer zum hydrodynamischen Wandler parallel angeordneten Reibungskupplung, die strömungsdruckmittelbetätigbar ist und je eine zwischen einem Turbinenrad des Wandlers und einem mit einer Reibscheibe wirkverbundenen Ringkolben einerseits sowie zwischen letzterem und einem Wandlerdeckel andererseits angeordnete Druckkammer besitzt, die so gestaltet sind, daß ein zwischen diesen Druckkammern bestehender Differenzdruck das von der Reibungskupplung übertragbare Drehmoment bestimmt, mit einem Meßwerterfassungssystem, einer zentralen Rechnereinheit und mit einem im Zusammenwirken mit der Rechnereinheit eine gezielte Veränderung des Differenzdrucks zwischen den beiden Druckkammern und damit des von der Reibungskupplung übertragbaren Drehmoments vermittelnden Hydrau liksystem, wobei die Reibungskupplung bei allen Übersetzungen gesteuert wird und daß der Strömungswandler eine Drehmomentwandlung < 2,5 aufweist.

46. Drehmomenten-Übertragungssystem, insbesondere nach Anspruch 44 oder 45, dadurch gekennzeichnet, daß mittels der Rechnereinheit die im Fahrbetrieb anfallende Wärme hochgerechnet und die so erstellte Ist-Wärmebilanz mit der konstruktionsbedingt zulässigen Wärmemenge verglichen wird.

47. Drehmomenten-Übertragungssystem, insbesondere nach Anspruch 44,45 oder 46, dadurch gekennzeichnet, daß bei extremen Fahrsituationen über die Lock up-Steuerung der Schlupf verändert wird und damit die anfallende Wärme menge reduziert wird.

48. Drehmomenten-Übertragungssystem, insbesondere nach einem der Ansprüche 44 bis 47, dadurch gekennzeichnet, daß mit Ausnahme von Extremsituationen, wie z. B. Anfahren, Beschleunigen, Bergfahrt, immer die Lock-up mit sehr kleinem Schlupf betrieben wird.

49. Drehmomenten-Übertragungssystem, insbesondere nach einem der Ansprüche 44 bis 48, dadurch gekennzeichnet, daß eine zwischen der Turbine des Wandlers und der Reibscheibe der Lock-up-Kupplung wirksame Dämp fereinheit auf den Teillastbereich ausgelegt ist.

50. Drehmomenten-Übertragungssystem für den Triebstrang eines mit einem Gangwechselgetriebe ausgerüsteten Fahrzeugs, insbesondere eines Kraftfahr zeugs mit Brennkraftmaschinenantrieb, mit einem Strömungswandler, der mit einem Antriebsaggregat des Fahrzeugs in Antriebsverbindung steht und über eine Abtriebswelle mit einem nachgeschalteten Automatikgetriebe wirkver bunden ist, mit einer zum hydrodynamischen Wandler parallel angeordneten Reibungskupplung, die strömungsdruckmittelbetätigbar ist und je eine zwischen einem Turbinenrad des Wandlers und einem mit einer Reibscheibe wirkverbundenen Ringkolben einerseits sowie zwischen letzterem und einem Wandlerdeckel andererseits angeordnete Druckkammer besitzt, die so gestaltet sind, daß ein zwischen diesen Druckkammern bestehender Differenzdruck das von der Reibungskupplung übertragbare Drehmoment bestimmt, mit einem Meßwerterfassungssystem, einer zentralen Rechnereinheit und mit einem im Zusammenwirken mit der Rechnereinheit eine gezielte Veränderung des Differenzdrucks zwischen den beiden Druckkammern und damit des von der Reibungskupplung übertragbaren Drehmoments vermittelnden Hydrauliksystem, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibungskupplung derart gesteuert wird, daß in allen Vorwärtsgängen ein teilweises Schließen zumindest zeitweise erfolgt.

51. Drehmomenten-Übertragungssystem für den Triebstrang eines mit einem Automatikgetriebe ausgerüsteten Fahrzeugs, insbesondere eines Kraftfahrzeugs mit Brennkraftmaschinenantrieb, mit einem Strömungswandler, der mit einem Antriebsaggregat des Fahrzeugs in Antriebsverbindung steht und über eine Abtriebswelle mit einem nachgeschalteten Automatikgetriebe wirkverbunden ist, mit einer zum hydrodynamischen Wandler parallel angeordneten Reibungskupplung, die strömungsdruckmittelbetätigbar ist und je eine zwischen einem Turbinenrad des Wandlers und einem mit einer Reibscheibe wirkverbundenen Ringkolben einerseits sowie zwischen letzterem und einem Wandlerdeckel andererseits angeordnete Druckkammer besitzt, die so gestaltet sind, daß ein zwischen diesen Druckkammern bestehender Differenzdruck das von der Reibungskupplung übertragbare Drehmoment bestimmt, mit einem Meßwerterfassungssystem, einer zentralen Rechnereinheit und mit einem im Zusammenwirken mit der Rechnereinheit eine gezielte Veränderung des Differenzdrucks zwischen den beiden Druckkammern und damit des von der Reibungskupplung übertragbaren Drehmoments vermittelnden Hydrauliksy stem, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibungskupplung derart gesteuert wird, daß bei allen Vorwärtsübersetzungen ein teilweises Schließen zumindest zeitweise erfolgt.

52. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine und schlupfgesteuerter Überbrüc kungskupplung für einen hydrodynamischen Drehmomentwandler, wobei die Überbrückungskupplung einen Torsionsdämpfer enthält, dessen Anschlagmo ment kleiner ist als das Nominaldrehmoment der Brennkraftmaschine.

53. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine nach Anspruch 52, dadurch gekenn zeichnet, daß das Anschlagsmoment zwischen 10 bis 60% des maximalen Momentes der Brennkraftmaschine beträgt, vorzugsweise zwischen 25 und 50%.

54. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine nach Anspruch 52 oder 53, dadurch gekennzeichnet, daß der Dämpfer keine eigene Reibeinrichtung besitzt.

55. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 52 bis 54, dadurch gekennzeichnet, daß der Dämpfer einen relativ kleinen Verdrehwinkel in der Größenordnung von ± 2 bis 6°, vorzugsweise von ± 3 bis 8° zuläßt.

56. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 52 bis 55, dadurch gekennzeichnet, daß der Dämpfer eine Steifigkeit von 7 bis 30 Nm/° besitzt.

57. Verfahren zum Steuern einer in Abhängigkeit des zu übertragenden Momentes schlupfgesteuerten Überbrückungskupplung für einen hydrodynamischen Dreh momentwandler, wobei eine nach energetischen und leistungsbezogenen Gesichtspunkten orientierte Steuerung zumindest in allen Vorwärtsgangstufen eines Getriebes wirksam ist.

58. Verfahren zum Steuern eines Antriebssystems mit Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 52 bis 55 und 57, dadurch gekennzeichnet, daß die Momentensteuerung der Überbrückungskupplung zumindest in zwei Bereiche geteilt ist, von denen der erste im Bereich von 10 bis 60%, vorzugsweise von 15 bis 50% des maximalen Momentes der Brennkraftmaschine reicht und der zweite darüberliegt.

59. Verfahren zum Steuern eines Antriebssystems mit Brennkraftmaschine nach Anspruch 58, dadurch gekennzeichnet, daß im ersten Bereich das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment größer ist als das jeweils anstehende Moment der Brennkraftmaschine.

60. Verfahren zum Steuern eines Antriebssystems mit Brennkraftmaschine nach Anspruch 59, dadurch gekennzeichnet, daß das von der Überbrückungs kupplung übertragbare Moment das 1,0 bis mindestens 1,2-fache des jeweils anstehenden Momentes der Brennkraftmaschine beträgt.

61. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine und schlupfgesteuerter Überbrüc kungskupplung für einen hydrodynamischen Drehmomentwandler, wobei die Überbrückungskupplung einen Torsionsdämpfer enthält, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß im ersten Bereich die Schwingungsentkoppelung zumindest im wesentlichen über den Dämpfer erfolgt und im zweiten Bereich im wesentlichen über Schlupf der Überbrückungskupplung.

62. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine nach mindestens einem der vorherge henden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß im ersten Bereich in Zuständen mit hoher Schwingungsamplitude im Antriebsstrang, das ist zum Beispiel bei Resonanz, Lastwechselschlag oder dergleichen, das übertragbare Moment der Überbrückungskupplung verringerbar ist.

63. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der vorher gehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Anschlagmoment des Torsionsdämpfers zumindest annähernd dem am Ende des ersten Bereiches auftretenden Momentes der Brennkraftmaschine entspricht.

64. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der vorher gehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest über einen Teilbereich des ersten Bereiches das von der Überbrückungskupplung übertragbare Mindestmoment größer gehalten wird, als 1% des nominalen Momentes der Brennkraftmaschine.

65. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine nach mindestens einem der vorherge henden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest über einen Teilbereich des ersten Bereiches das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment wenigstens annähernd auf einem konstanten Wert gehalten ist.

66. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest der wesentliche Anteil des im Hauptfahrbereich genutzten Kennfeldes der Brennkraftmaschine (zum Bei spiel die Bereiche des Motorkennfeldes, die für den FTP75-Zyklus und/oder für den ECE-Zyklus [Stadt, 90 km/h, 120 km/h] relevant sind) unter den ersten Bereich fällt.

67. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Bereich von Leerlauf drehzahl bis maximal 3.000 U/min, vorzugsweise bis maximal zwischen 2.000 und 2.500 U/min reicht.

68. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß im zweiten Bereich das von der Überbrückungskupplung übertragbare Moment das 0,6 bis < 1,0-fache des jeweils anstehenden Momentes der Brennkraftmaschine beträgt, vorzugsweise das 0,8 bis 0,9-fache.

69. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest bei Beschleunigungsvorgängen eine Einrichtung feststellt, ob durch Öffnen der Überbrückungskupplung im gleichen Gang eine Zugkrafterhöhung durch Drehmomentwandlung erzielbar ist und in diesem Falle öffnet, andernfalls das Getriebe zumindest eine Gangstufe zurückgeschaltet wird.

70. Antriebssystem mit Brennkraftmaschine, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest bei Beschleunigungsvorgängen eine Einrichtung feststellt, ob durch Öffnen der Überbrückungskupplung bei gleicher Übersetzung eine Zug krafterhöhung durch Drehmomentwandlung erzielbar ist und in diesem Falle öffnet, andernfalls das Getriebe die Übersetzung ändert oder erhöht.

71. Verfahren und/oder Vorrichtung nach zumindest einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 70, dadurch gekennzeichnet, daß das Automatikgetriebe ein Stufengetriebe oder ein kontinuierliches oder stufenloses Getriebe ist.

72. Verfahren und/oder Vorrichtung nach Anspruch 71, dadurch gekennzeichnet, daß das kontinuierliche oder stufenlose Getriebe ein stufenlos einstellbares Kegelscheibenumschlingungsgetriebe ist.

73. Verfahren und/oder Vorrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 72, dadurch gekennzeichnet, daß das Automatikgetriebe diskrete und/oder kontinuierliche Übersetzungen ansteuern kann.