Fahrzeuggetriebe: Grundlagen, Auswahl, Auslegung und Konstruktion (VDI-Buch) [1 ed.] 9783540574231, 3540574239 [PDF]

Zitiervorschau

Harald Naunheimer · Bernd Bertsche · Gisbert Lechner Fahrzeuggetriebe

Harald Naunheimer · Bernd Bertsche Gisbert Lechner

Fahrzeuggetriebe Grundlagen, Auswahl, Auslegung und Konstruktion In Zusammenarbeit mit Joachim Ryborz und Wolfgang Novak

2., bearbeitete und erweiterte Auflage Mit 488 Abbildungen und 85 Tabellen

123

Dr.-Ing. Harald Naunheimer

Professor Dr.-Ing. Bernd Bertsche

Leiter Entwicklung Pkw-Automatgetriebe ZF Getriebe GmbH Graf-von-Soden-Platz 1 88046 Friedrichshafen

Geschäftsführender Direktor Universität Stuttgart Institut für Maschinenelemente Pfaffenwaldring 9 70569 Stuttgart

Professor Dr.-Ing. Gisbert Lechner † Unter Mitarbeit von Dr.-Ing. Joachim Ryborz

Dipl.-Ing. Wolfgang Novak

Technischer Projektleiter Entwicklung Getriebe für Transporter und leichte Nkw ZF Friedrichshafen AG Ehlersstraße 50 88038 Friedrichshafen

Wissenschaftlicher Mitarbeiter Universität Stuttgart Institut für Maschinenelemente Pfaffenwaldring 9 70569 Stuttgart

Zuvor erschienen unter: Lechner/Naunheimer, Fahrzeuggetriebe. Bibliografische Information der Deutschen Nationalbibliothek Die Deutsche Nationalbibliothek verzeichnet diese Publikation in der Deutschen Nationalbibliografie; detaillierte bibliografische Daten sind im Internet über http://dnb.d-nb.de abrufbar.

ISBN 3-540-57423-9 1. Aufl. Springer Berlin Heidelberg New York

ISBN 978-3-540-30625-2 2. Aufl. Springer Berlin Heidelberg New York Dieses Werk ist urheberrechtlich geschützt. Die dadurch begründeten Rechte, insbesondere die der Übersetzung, des Nachdrucks, des Vortrags, der Entnahme von Abbildungen und Tabellen, der Funksendung, der Mikroverfilmung oder der Vervielfältigung auf anderen Wegen und der Speicherung in Datenverarbeitungsanlagen, bleiben, auch bei nur auszugsweiser Verwertung, vorbehalten. Eine Vervielfältigung dieses Werkes oder von Teilen dieses Werkes ist auch im Einzelfall nur in den Grenzen der gesetzlichen Bestimmungen des Urheberrechtsgesetzes der Bundesrepublik Deutschland vom 9. September 1965 in der jeweils geltenden Fassung zulässig. Sie ist grundsätzlich vergütungspflichtig. Zuwiderhandlungen unterliegen den Strafbestimmungen des Urheberrechtsgesetzes. Springer ist ein Unternehmen von Springer Science+Business Media springer.de © Springer-Verlag Berlin Heidelberg 2007 Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Handelsnamen, Warenbezeichnungen usw. in diesem Buch berechtigt auch ohne besondere Kennzeichnung nicht zu der Annahme, dass solche Namen im Sinne der Warenzeichen- und Markenschutz-Gesetzgebung als frei zu betrachten wären und daher von jedermann benutzt werden dürften. Sollte in diesem Werk direkt oder indirekt auf Gesetze, Vorschriften oder Richtlinien (z. B. DIN, VDI, VDE) Bezug genommen oder aus ihnen zitiert worden sein, so kann der Verlag keine Gewähr für die Richtigkeit, Vollständigkeit oder Aktualität übernehmen. Es empfiehlt sich, gegebenenfalls für die eigenen Arbeiten die vollständigen Vorschriften oder Richtlinien in der jeweils gültigen Fassung hinzuzuziehen. Satz: Digitale Vorlage der Autoren Herstellung: LE-TEX Jelonek, Schmidt & Vöckler GbR, Leipzig Einbandgestaltung: WMXDesign GmbH, Heidelberg Gedruckt auf säurefreiem Papier

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Vorwort zur 2., überarbeiteten und erweiterten Auflage

Fahrleistungen steigern, Fahr- und Bedienkomfort erhöhen, Zuverlässigkeit und Lebensdauer erhöhen, Gewicht und Bauraum reduzieren, Wirkungsgrad verbessern, Markenimage unterstreichen, Kosten reduzieren und über allem steht: Kraftstoffverbrauch und Schadstoffemissionen senken. Das sind Anforderungen bei der Neu- und Weiterentwicklung von Fahrzeuggetrieben. Die Märkte und Marktmechanismen für Pkw und Nkw sind unterschiedlich und damit auch die Gewichtung der Anforderungen. Gemeinsam ist, dass die vorgenannten Anforderungen zwangsläufig zu Zielkonflikten führen. Ansätze zu deren Lösung sind einsatzoptimierte individuelle Getriebelösungen, höhere Integration von Submodulen in das Getriebe, das Einbringen von mehr Funktionalität und die Vernetzung mit anderen Fahrzeugkomponenten. Seit dem Erscheinen der 1. Auflage im Jahr 1994 hat sich auf dem Fahrzeug- und Getriebesektor viel getan! Bei Pkw bewirkt der Trend zur Individualisierung eine starke Segmentierung mit zahlreichen Fahrzeugklassen. Das hat auch bei den Getrieben zu einer starken Diversifizierung der Getriebebauarten mit individuellen Lösungen und konkurrierenden Konzepten geführt: Handschaltgetriebe (MT), Automatisierte Schaltgetriebe (AMT), Doppelkupplungsgetriebe (DCT), konventionelle Automatgetriebe (AT), Stufenlosgetriebe (CVT) und Hybridantriebe (Hybrid). Es gibt nicht mehr nur „schwarz oder weiß“, Handschalt- oder konventionelle Automatgetriebe, wie noch 1990. Bei Nkw-Getrieben sind die mechanischen Stufengetriebe mit 6 bis 16 Gängen in Ein- oder Mehrgruppenbauweise Standard. Im Segment der schweren Nutzfahrzeuge haben sich vor allem in Europa die Automatisierten Schaltgetriebe (AMT) durchgesetzt. Ihr Weg ging über teilautomatisierte Bauarten bis hin zum vollautomatisierten Getriebe. Durch die zunehmende Integration von Peripherieteilen und Submodulen in das Getriebe entstehen kompaktere, leichtere und zuverlässigere Aggregate. Viele Innovationen im Bereich Fahrzeuggetriebe werden maßgeblich von Elektrik, Elektronik, Aktuatorik und Sensorik bestimmt. Ein großer Anteil der Funktionalität und damit des Kundennutzens von Getriebesystemen wird über Software realisiert. Das Mehr an Funktionsinhalten und die Vernetzung mit anderen Komponenten des Fahrzeugs führt auch zu veränderten Verantwortungsschnittstellen zwischen Fahrzeug- und Getriebeherstellern. Die richtige Einschätzung der Markt-, Technik-, und Technologietrends ist von hoher Bedeutung. Es gilt, die zukünftigen Anforderungen frühzeitig zu erkennen, zu bewerten und daraus Strategien und neue Produkte abzuleiten, diese kostengünstig und mit hoher Qualität zu entwickeln und in Serie zu bringen. Es ist das Ziel dieses Buchs, dazu einiges an Rüstzeug zu vermitteln. Es will den Produktentstehungsprozess für Fahrzeuggetriebe in seiner Gesamtheit darstellen.

VI

Vorwort zur 2., überarbeiteten und erweiterten Auflage

Mit der 2. Auflage werden Neuerungen auf dem Gebiet der Fahrzeuggetriebe in die bewährte Systematik der 1. Auflage eingebettet. Etwa 40 % des Inhalts der 2. Auflage ist neu oder mit neuen Daten überarbeitet. Es geht aber nach wie vor nicht darum, die allerletzten Entwicklungen zu zeigen oder alle Feinheiten vorzustellen. Vielmehr soll das Grundlegende und Allgemeingültige vermittelt werden. Dazu werden theoretische Grundlagen dargelegt und neben aktuellen Konstruktionen auch Getriebesysteme erläutert, die nicht mehr in Produktion sind. Ohne die tatkräftige Arbeit der Mitautoren Joachim Ryborz und Wolfgang Novak wäre dieses Buch nicht entstanden. Sie haben durch große Zeitopfer mit ihren Textbeiträgen, Recherche- und Organisationsarbeiten wesentlich zum Gelingen beigetragen. Um den Praxisbezug stärker herauszustellen, haben bei der 2. Auflage des Buchs auch Fachleute aus unterschiedlichen Teilgebieten und Firmen ihr Wissen eingebracht. Ihnen gilt unser Dank: Historie: Hans-Jörg Dach (ZF); Pkw-MT/AMT: Christian Hoffmann (Getrag); Pkw-DCT: Michael Schäfer (VW), Michael Kislat (VW), Michael Ebenhoch (ZF); Pkw-AT: Christoph Dörr (Mercedes-Benz); Pkw/Nkw-Hybrid: Stefan Kilian (ZF); Pkw-CVT: Peter Schiberna (Audi); Nkw-AMT: Carsten Gitt (Mercedes-Benz); Nkw-CVT: Karl Grad (ZF); Verzahnung: Franz Joachim (ZF); Betriebsfestigkeit: Karl-Heinz Hirschmann (Uni Rostock); Akustik: Martin Hildebrand (Ford); Äußere Schaltung: Andreas Giefer (ZF); Lamellenkupplungen: Dietmar Frey (ZF); Trockenlaufende Kupplungen: Benedikt Schauder (ZF Sachs); Nasslaufende Doppelkupplungen: Johannes Heinrich (BorgWarner); Lager: Oskar Zwirlein (FAG); Dichtungen: Werner Haas (Uni Stuttgart); Retarder: Reinhold Pittius (Voith); Allrad: Dieter Schmidl (Magna Powertrain), Andreas Allgöwer (Getrag), Hubert Gröhlich (VW); Elektronische Getriebesteuerung: Josef Schwarz (ZF); Berechnungswerkzeuge: Marco Plieske (ZF); Fahrsimulation: Friedemann Jauch (ZF); Fertigung: Christian Wagner (ZF); Erprobung: Peter Brodbeck (Porsche) sowie vielen anderen, die uns mit Rat und Expertise unterstützt haben. Für aktuelles und praxisnahes Bildmaterial danken wir den Firmen: Allison, Audi, BMW, BorgWarner, Eaton, Ford, Getrag, Honda, LuK, Magna Powertrain, Mercedes-Benz, Opel, Porsche, Toyota, Voith und VW. Besonderer Dank für all die gegebene Unterstützung bei der Entstehung dieses Buchs gilt der ZF. Unterstützt wurden wir bei Recherche- und Satzarbeiten durch Silvia Haudek und Johannes Pfahler. Für das professionelle Lektorat danken wir Christine Hebig. Die vielen Bilder hat Alexander Sperling mit großer Sorgfalt aufbereitet bzw. neu erstellt. Ihm gilt unser Dank. Dem Springer-Verlag ist für die gute Zusammenarbeit zu danken. Unser besonderer Dank gebührt unseren Familien für große Geduld, Verständnis und Unterstützung während den drei Jahren der Ausarbeitung. Im Jahr 2002 verstarb Prof. Dr.-Ing. Gisbert Lechner, Begründer des Lehrgebiets Fahrzeuggetriebe am Institut für Maschinenelemente der Universität Stuttgart. Er war Initiator und Autor der 1. Auflage des Buchs Fahrzeuggetriebe. Die 2. Auflage sehen wir als Würdigung und Fortführung seiner Arbeit. Friedrichshafen und Stuttgart Februar 2007

Harald Naunheimer Bernd Bertsche

Vorwort

H. Reichenbächer hat 1953 das erste Konstruktionsbuch über Fahrzeuggetriebe verfasst. Damals fertigte die deutsche Automobilindustrie 490 581 Fahrzeuge: Personen-, Kombinations-, Lastkraftwagen, Kraftomnibusse und Straßenzugmaschinen. 1992 lag die Produktion bei 5,2 Millionen. Entsprechend dem damaligen Stand der Technik konnte sich das Buch von Reichenbächer mit wenigen wesentlichen Punkten befassen: Grundformen der Getriebe, Wahl der Getriebestufen, Stand-Getriebe, Umlauf-Getriebe, Berechnung der Zahnräder, FöttingerKupplung und Strömungswandler. Fahrzeug- und Getriebetechnik waren und sind einer steten Evolution unterworfen. Der heutige Stand der Technik ist gekennzeichnet vom Systemdenken: Umwelt – Verkehr – Fahrzeug – Getriebe. Fragen wie Wirtschaftlichkeit, Umwelt- und Benutzerfreundlichkeit stehen im Vordergrund. Der Gebrauchsnutzen eines Getriebes ist gekennzeichnet durch seinen Einfluss auf das Zugkraftangebot, auf den Kraftstoffverbrauch sowie auf Zuverlässigkeit, Lebensdauer, Geräuscharmut und Bedienerfreundlichkeit des Fahrzeugs. Sowohl in der Entwicklungsmethodik als auch in der Werkstofftechnologie und nicht zuletzt in der Festigkeitsberechnung ergeben sich neue Möglichkeiten, die bei einer modernen Entwicklung genutzt werden müssen. Wir erinnern an Betriebsfestigkeitsberechnungen, an die Einführung gezielter Zahnflankenkorrekturen, an die Berücksichtigung der Gehäuseverformung und an die Notwendigkeit zum Leichtbau. Die konstruktive Ausführung der Getriebe wurde durch viele Varianten bereichert. Die handgeschalteten zweistufigen Vorgelegegetriebe, bevorzugt für Motor-Längsanordnung, und die einstufigen Vorgelegegetriebe, bevorzugt für Motor-Queranordnung, werden heute durch viele Sonderbauformen ergänzt: z.B. Automatgetriebe, Stufenlosgetriebe, Wandlerschaltkupplungsgetriebe, Doppelkupplungsgetriebe oder Getriebe für Allradantrieb. Motor und Getriebe müssen zunehmend als eine Funktionseinheit betrachtet werden. Man spricht von Powertrain-Matching und von Motor-/Getriebemanagement. Dies kann nur erreicht werden, wenn sowohl im Motorbereich als auch im Getriebebereich elektronische Bauteile mit mechanischen Bauteilen integriert und verknüpft werden. Das in den 60er Jahren entstandene „Methodische Konstruieren“ und der zunehmende Rechnereinsatz für Auslegung, Simulation und Konstruktion (CAD) führen zu immer kürzeren Entwicklungszeiten. Diese werden auch von der Notwendigkeit zur Wettbewerbsfähigkeit erzwungen. Hierzu leistet auch eine systematische Produktplanung ihren Beitrag. Es war daher notwendig, das Konstruktionsbuch „Fahrzeuggetriebe“ von Grund auf neu zu gestalten. Den modernen Entwicklungen war Rechnung zu tragen. Dabei macht die Auffächerung der Problemvielfalt bei der Getriebeentwicklung die Auswahl des Stoffs für diese völlige Neufassung des Buchs Fahrzeuggetriebe schwer, zumal ein vorgeschriebener Rahmen nicht überschritten werden kann.

VIII

Vorwort

Nicht jedes Element des Fahrzeuggetriebes kann im Detail behandelt werden. Dort, wo auf fundierte Literatur zurückgegriffen werden kann, wurde versucht, den Text knapp zu halten und auf die Literatur zu verweisen. Ziel des jetzt vorgelegten Buchs ist es, die Entwicklung von Fahrzeuggetrieben im steten Systemverbund mit der Entwicklung der Fahrzeuge darzustellen. Nur wer diese Wechselwirkung aktiv berücksichtigt, kann zu einer wettbewerbsfähigen Getriebekonstruktion kommen. Es gilt, die Grundzusammenhänge zwischen Antriebsaggregat, Fahrzeug und Getriebe einerseits, sowie dessen Funktionsausprägungen wie optimale Gangwahl, richtiger Stufensprung, Zugkraftdiagramm, Kraftstoffverbrauch, Lebensdauer und Zuverlässigkeit andererseits aufzuzeigen. Natürlich war es auch ein Hauptanliegen, die unterschiedlichen konstruktiven Ausprägungen moderner Fahrzeuggetriebe in geeigneten Konstruktionszeichnungen darzustellen. Das Buch wendet sich an alle Ingenieure und Studenten der Fahrzeugtechnik, besonders aber an ausführende und leitende Ingenieure einer Getriebeentwicklung. Es soll als Nachschlagewerk für alle zur Getriebeentwicklung wichtigen Informationen dienen, und es soll darüber hinaus durch ein umfangreiches Literaturverzeichnis den Zugang zu weiterführendem und vertiefendem Schrifttum ermöglichen. Ohne die Mithilfe zahlreicher Personen wäre dieses Buch nicht entstanden! Für Recherchenarbeit und für die Bearbeitung von Kapiteln danken wir Frau Dr.-Ing. Heidrun Schröpel, den Herren Dipl.-Ing. Wolfgang Elser, Dr.-Ing. Ekkehard Krieg, Dr.-Ing. Winfried Richter, Dipl.-Ing. Thomas Spörl, Dipl.-Ing. Thilo Wagner, Dr.-Ing. Georg Weidner und Prof. Dr.-Ing. habil. Lothar Winkler. Darüber hinaus haben zahlreiche Hilfsassistenten und Bearbeiter von Diplomarbeiten wichtige Detailarbeit geleistet. Frau Christine Häbich danken wir für das professionelle Korrekturlesen. Vielen Mitarbeitern und wissenschaftlichen Hilfskräften des Instituts für Maschinenelemente (IMA) danken wir für die Durchsicht von Fachkapiteln und das Aufspüren von Druckfehlern. Ohne praxisnahes aktuelles Bildmaterial kann ein solches Buch nicht entstehen. Die Verfasser haben einer ganzen Reihe von Firmen für die Zurverfügungstellung von Bildern zu danken: Audi AG, BMW AG, Eaton GmbH, Fichtel & Sachs AG, Ford Werke AG, GETRAG, Mercedes-Benz AG, Adam Opel AG, Dr.-Ing. h.c. Porsche AG, und Volkswagen AG. Besonderer Dank gilt der ZF Friedrichshafen AG, die unseren vielen Bilderwünschen gegenüber immer aufgeschlossen war. Unser Dank gebührt auch dem Springer-Verlag für die Bereitschaft, dieses Buch herauszugeben. Dabei möchten wir besonders Herrn M. Hofmann danken, er hat den Glauben an das Erscheinen dieses Buchs nie aufgegeben, und er hat mit sanftem, aber bestimmtem Druck dieses Erscheinen letztendlich erreicht. Herr Dr. Merkle hat dann dieses Werk zur Druckreife gebracht. Ebenfalls zu danken haben wir dem Herausgeber der Reihe „Konstruktionsbücher“, Herrn Prof. Dr.-Ing. Dr.-Ing. e.h. Gerhard Pahl für seine Geduld und seinen Rat. Dank gebührt nicht zuletzt auch unseren Familien für ihr Verständnis und ihre Unterstützung. Stuttgart, im Mai 1994

Gisbert Lechner Harald Naunheimer

Inhaltsverzeichnis

Bezeichnungen und Formelzeichen............................................................... XVII 1

Einführung ......................................................................................................1 1.1 Einleitung ................................................................................................1 1.2 Geschichte der Fahrzeuggetriebe.............................................................7 1.2.1 Basisinnovationen .......................................................................7 1.2.2 Entwicklung von Fahrzeugen und Antriebsaggregaten...............9 1.2.3 Entwicklungsschritte bei Fahrzeuggetrieben.............................10 1.2.4 Entwicklung von Verzahnungen und anderen Getriebebauelementen ...............................................................20 1.2.5 Entwicklung hydrodynamischer Wandler und Kupplungen......23 1.2.6 Erforschung von Phänomenen: Getriebeverluste und Wirkungsgrad ............................................................................25 1.2.7 Zusammenfassender Überblick .................................................26

2

Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe ....................28 2.1 Grundlagen der Verkehrs- und Fahrzeugtechnik ...................................28 2.1.1 Bedeutung des Kraftfahrzeugs in unserer mobilen Welt...........30 2.1.2 Entwicklungslinien der Verkehrstechnik...................................34 2.1.3 Transportsysteme für den Personen- und Güterverkehr ............36 2.1.4 Alternative Transportkonzepte ..................................................40 2.2 Markt- und Entwicklungssituation bei Fahrzeugen und Fahrzeuggetrieben .................................................................................41 2.2.1 Marktsituation und Produktionszahlen......................................42 2.2.2 Entwicklungssituation ...............................................................46 2.3 Grundlagen der Fahrzeug- und Getriebetechnik....................................47 2.3.1 Systematik der Fahrzeuge und des Fahrzeugeinsatzes ..............48 2.3.2 Warum brauchen Fahrzeuge Getriebe? .....................................49 2.3.3 Haupt- und Nebenfunktionen von Fahrzeuggetrieben, Anforderungsprofil....................................................................51 2.3.4 Grundzusammenhänge: Drehrichtung, Übersetzung, Drehmoment..............................................................................52 2.3.5 Straßenprofile, Lastkollektive, typische Fahrzeugeinsätze und Fahrertypen.........................................................................56 2.4 Elementare Leistungsmerkmale von Fahrzeuggetrieben .......................58 2.4.1 Lebensdauer und Zuverlässigkeit von Getrieben ......................59 2.4.2 Kennwert Achsabstand..............................................................60

X

Inhaltsverzeichnis

2.5

2.4.3 Kennwert Getriebemasse .......................................................... 62 2.4.4 Kennwert Getriebekosten.......................................................... 64 2.4.5 Getriebegeräusch....................................................................... 66 2.4.6 Getriebeverluste und Wirkungsgrad.......................................... 66 Trends bei den Getriebebauarten ........................................................... 67

3

Leistungsbedarf und Leistungsangebot ...................................................... 73 3.1 Leistungsbedarf ..................................................................................... 73 3.1.1 Radwiderstand........................................................................... 73 3.1.2 Kraftschluss, dynamischer Radhalbmesser und Schlupf........... 75 3.1.3 Luftwiderstand .......................................................................... 77 3.1.4 Steigungswiderstand ................................................................. 79 3.1.5 Beschleunigungswiderstand ...................................................... 80 3.1.6 Gesamt-Fahrwiderstand ............................................................ 81 3.1.7 Wirkungsgradkennfeld.............................................................. 82 3.2 Vielfalt der Antriebsaggregate............................................................... 85 3.2.1 Übersicht ................................................................................... 86 3.2.2 Elektroantrieb mit elektrischem Energiespeicher...................... 87 3.2.3 Elektroantrieb mit Brennstoffzelle ............................................ 87 3.2.4 Hybridantrieb ............................................................................ 89 3.3 Leistungsangebot, Motorkennung von Verbrennungsmotoren.............. 95 3.3.1 Drehmoment-/Drehzahlcharakteristik ....................................... 95 3.3.2 Motorspreizung, Drosselklappenkennfeld................................. 97 3.3.3 Verbrauchskennfeld .................................................................. 98

4

Kennungswandler – Wahl der Übersetzungen......................................... 100 4.1 Antriebsstrang...................................................................................... 101 4.2 Gesamtübersetzung und Getriebespreizung......................................... 102 4.2.1 Getriebespreizung iG,ges ........................................................... 103 4.2.2 Wahl der größten Übersetzung iA,max ....................................... 104 4.2.3 Wahl der kleinsten Übersetzung iA,min ..................................... 105 4.2.4 Endübersetzung ....................................................................... 109 4.3 Wahl der Zwischengänge .................................................................... 109 4.3.1 Geschwindigkeits-Drehzahl-Diagramm.................................. 111 4.3.2 Geometrische Gangabstufung ................................................. 111 4.3.3 Progressive Gangabstufung..................................................... 111 4.4 Übersetzungen und ihre Änderung bei Stufenlosgetrieben.................. 113

5

Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe .................................. 115 5.1 Zugkraftdiagramm............................................................................... 117 5.1.1 Ermittlung eines Zugkraftdiagramms, Beispiel....................... 119 5.1.2 Motorbremskraft ..................................................................... 120 5.1.3 Stufengetriebe mit Trockenkupplung...................................... 123 5.1.4 Stufengetriebe mit Drehmomentwandler ................................ 123 5.2 Fahrleistungen ..................................................................................... 126 5.2.1 Höchstgeschwindigkeit ........................................................... 127

Inhaltsverzeichnis

5.3

5.4 5.5 6

XI

5.2.2 Steigvermögen.........................................................................127 5.2.3 Beschleunigungsvermögen......................................................128 Kraftstoffverbrauch .............................................................................128 5.3.1 Rechnerische Kraftstoffverbrauchsermittlung, Beispiel..........129 5.3.2 Kraftstoffverbrauchsermittlung durch Messung......................131 5.3.3 Senkung des Kraftstoffverbrauchs ..........................................133 5.3.4 Stufenlosgetriebe.....................................................................134 Emissionen ..........................................................................................135 Dynamisches Verhalten des Antriebsstrangs, Komfort .......................138

Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte .........141 6.1 Anordnung des Getriebes im Fahrzeug................................................141 6.1.1 Personenkraftwagen ................................................................141 6.1.2 Nutzkraftwagen .......................................................................144 6.1.3 Pkw mit Allradantrieb .............................................................147 6.1.4 Vereinfachte Darstellung der Quer- und Längsdynamik beim Allradantrieb...................................................................151 6.2 Bauformen und Bauarten von Getrieben .............................................152 6.2.1 Bauform...................................................................................153 6.2.2 Bauart ......................................................................................154 6.3 Grundsätzlicher Aufbau von Getrieben ...............................................155 6.3.1 Schalten mit Zugkraftunterbrechung.......................................156 6.3.2 Schalten ohne Zugkraftunterbrechung ....................................157 6.3.3 Stufenlose Getriebe ohne Zugkraftunterbrechung...................158 6.4 Stand-, Vorgelege- und Umlauf-Getriebe............................................159 6.5 Lösungsprinzipien für Teilfunktionen, Bewertung..............................161 6.5.1 Lösungsfindung am Beispiel Rückwärtsgang .........................163 6.6 Pkw-Getriebe .......................................................................................164 6.6.1 Pkw-Handschaltgetriebe (MT) ................................................165 6.6.2 Automatisierte Pkw-Schaltgetriebe (AMT).............................170 6.6.3 Pkw-Doppelkupplungsgetriebe (DCT)....................................173 6.6.4 Pkw-Automatgetriebe (AT).....................................................175 6.6.5 Pkw-Hybridantriebe ................................................................183 6.6.6 Pkw-Stufenlosgetriebe (CVT).................................................187 6.7 Nkw-Getriebe ......................................................................................191 6.7.1 Nkw-Handschaltgetriebe (MT) ...............................................193 6.7.2 Automatisierte Nkw-Schaltgetriebe (AMT)............................208 6.7.3 Nkw-Wandlerschaltkupplungsgetriebe (WSK) .......................214 6.7.4 Nkw-Automatgetriebe (AT) ....................................................216 6.7.5 Nkw-Hybridantriebe................................................................217 6.7.6 Nkw-Stufenlosgetriebe (CVT) ................................................220 6.8 Endantriebe..........................................................................................223 6.8.1 Pkw-Achsgetriebe ...................................................................224 6.8.2 Nkw-Achs- und Nabengetriebe ..............................................227 6.8.3 Differentialgetriebe, Differentialsperren und Sperrdifferentiale.....................................................................229

XII

Inhaltsverzeichnis

6.9

6.8.4 Verteilergetriebe...................................................................... 235 Nebenabtriebe...................................................................................... 236

7

Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge.................................... 238 7.1 Leistungsgrenzen und Berechnung von Zahnrädern............................ 238 7.1.1 Schadensarten und ihre Ursachen ........................................... 240 7.1.2 Berechnung der Zahnfußtragfähigkeit..................................... 245 7.1.3 Berechnung der Grübchentragfähigkeit .................................. 246 7.1.4 Berechnung der Fresstragfähigkeit.......................................... 247 7.2 Überschlägige Berechnung des Achsabstands..................................... 248 7.3 Überschlägige Berechnung der Zahnbreiten........................................ 250 7.4 Betriebsfestigkeit und Lebensdauer..................................................... 251 7.4.1 Wöhlerlinie.............................................................................. 254 7.4.2 Lastkollektiv und Zählverfahren ............................................. 256 7.4.3 Schadensakkumulationshypothese .......................................... 259 7.5 Entwicklung geräuscharmer Getriebe.................................................. 265 7.5.1 Getriebegeräusche und ihre Ursachen..................................... 266 7.5.2 Weg der Geräusche vom Entstehungsort zum Ohr ................. 271 7.5.3 Beurteilungsmaßstäbe ............................................................. 272 7.5.4 Gegenmaßnahmen................................................................... 275

8

Auslegung und Gestaltung von Wellen..................................................... 280 8.1 Fahrzeuggetriebetypische Anforderungen........................................... 280 8.1.1 Anordnung von Wellen in Fahrzeuggetrieben ........................ 280 8.1.2 Beanspruchung und Festigkeitsauslegung............................... 281 8.1.3 Durchbiegung.......................................................................... 282 8.1.4 Schwingungsprobleme ............................................................ 282 8.2 Allgemeine Gestaltungshinweise......................................................... 283 8.3 Festigkeitsauslegung einer Getriebeantriebswelle............................... 285 8.3.1 Belastung................................................................................. 285 8.3.2 Lagerreaktionen ...................................................................... 288 8.3.3 Die räumliche Balkenbiegung................................................. 288 8.3.4 Kraft- und Momentenverläufe................................................. 289 8.3.5 Kritischer Querschnitt ............................................................. 291 8.3.6 Spannungen............................................................................. 292 8.3.7 Vorauslegung des Wellendurchmessers.................................. 295 8.3.8 Auslegung auf Dauerfestigkeit................................................ 296 8.3.9 Auslegung auf Betriebsfestigkeit ............................................ 296 8.3.10 Gebräuchliche Wellenwerkstoffe ............................................ 298 8.4 Berechnung der Verformung ............................................................... 298 8.5 Ablaufdiagramm für die Auslegung von Getriebewellen .................... 299

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Schalteinrichtungen.................................................................................... 302 9.1 Systematik der Schaltelemente ............................................................ 304 9.1.1 Schaltelemente für Getriebe mit Zugkraftunterbrechung........ 305 9.1.2 Schaltelemente für Getriebe ohne Zugkraftunterbrechung ..... 308

Inhaltsverzeichnis

9.2

9.3

9.4

XIII

9.1.3 Shift-by-wire ...........................................................................311 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen ...........................312 9.2.1 Anforderungen an Synchronisierungen...................................312 9.2.2 Ablauf des Synchronisiervorgangs..........................................318 9.2.3 Auslegung von Synchronisierungen........................................323 9.2.4 Tribologisches System von Synchronisierungen.....................336 9.2.5 Konstruktive Ausführungen ....................................................338 9.2.6 Alternative Getriebesynchronisierungen .................................344 9.2.7 Detailfragen.............................................................................345 Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen .........................346 9.3.1 Anforderungen an Lamellenkupplungen .................................348 9.3.2 Ablauf der Schaltung...............................................................348 9.3.3 Auslegung von Lamellenkupplungen......................................352 9.3.4 Tribologisches System von Lamellenkupplungen...................358 9.3.5 Konstruktive Ausführungen ....................................................361 9.3.6 Detailfragen.............................................................................366 Parksperren ..........................................................................................368 9.4.1 Mechanisch aktivierte Parksperre............................................369 9.4.2 Elektrisch aktivierte Parksperre...............................................371 9.4.3 Detailfragen.............................................................................372

10 Anfahrelemente...........................................................................................374 10.1 Trockenkupplungen .............................................................................377 10.1.1 Aufbau von Trockenkupplungen.............................................377 10.1.2 Auslegung von Trockenkupplungen........................................388 10.1.3 Trockene Mehrscheibenkupplungen .......................................390 10.2 Nasslaufende Kupplungen ...................................................................391 10.3 Doppelkupplungen...............................................................................393 10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler..................397 10.4.1 Grundlagen..............................................................................398 10.4.2 Hydrodynamische Kupplungen und ihre Kennlinien ..............401 10.4.3 Hydrodynamische Wandler und ihre Kennlinien ....................403 10.4.4 Zusammenarbeit Motor und hydrodynamischer Wandler .......404 10.4.5 Praktische Auslegung von hydrodynamischen Wandlern .......410 10.4.6 Konstruktive Ausführungen ....................................................410 10.4.7 Konstruktionsprinzipien zur Wirkungsgradverbesserung .......414 11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente..................423 11.1 Lager....................................................................................................423 11.1.1 Auswahl von Wälzlagern ........................................................424 11.1.2 Auslegung von Wälzlagern .....................................................426 11.1.3 Gestaltung von Wälzlagerungen..............................................430 11.1.4 Gleitlager – Lagerbuchsen und Anlaufscheiben......................432 11.2 Schmierung von Getrieben, Getriebeschmierstoffe .............................434 11.2.1 Schmierung von Lagern ..........................................................435 11.2.2 Grundlagen der Schmierung von Zahnradgetrieben................436

XIV

Inhaltsverzeichnis

11.3

11.4 11.5

11.6

11.2.3 Wahl des Schmierstoffs........................................................... 439 11.2.4 Wahl der Schmierstoffeigenschaften....................................... 440 11.2.5 Lebensdauerschmierung bei Fahrzeuggetrieben ..................... 443 11.2.6 Prüfung der Fresstragfähigkeit von Getriebeschmierstoffen... 444 Ölversorgung und Ölpumpen .............................................................. 445 11.3.1 Ölversorgung........................................................................... 446 11.3.2 Ölpumpen................................................................................ 448 11.3.3 Detailfragen............................................................................. 455 Getriebegehäuse .................................................................................. 457 11.4.1 Gestaltung von Getriebegehäusen ........................................... 457 11.4.2 Entlüftung von Getrieben........................................................ 459 Abdichtung von Getrieben................................................................... 464 11.5.1 Dichtungen für ruhende Bauteile ............................................ 464 11.5.2 Dichtungen für rotierende Bauteile ......................................... 468 11.5.3 Dichtungen für hin- und hergehende runde Bauteile .............. 470 11.5.4 Einbaubeispiele ....................................................................... 471 11.5.5 Abnahmeprüfung zum Erkennen von Undichtigkeit............... 472 Fahrzeugdauerbremsen........................................................................ 473 11.6.1 Definitionen ............................................................................ 475 11.6.2 Motorbremssysteme ................................................................ 475 11.6.3 Retarder................................................................................... 476 11.6.4 Betätigung und Einsatz ........................................................... 482

12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben ............ 484 12.1 Pkw-Getriebe....................................................................................... 484 12.1.1 Pkw-Handschaltgetriebe (MT)................................................ 486 12.1.2 Automatisierte Pkw-Schaltgetriebe (AMT) ............................ 499 12.1.3 Pkw-Doppelkupplungsgetriebe (DCT).................................... 503 12.1.4 Pkw-Automatgetriebe (AT)..................................................... 508 12.1.5 Pkw-Hybridantriebe ................................................................ 516 12.1.6 Pkw-Stufenlosgetriebe (CVT)................................................. 519 12.2 Nkw-Getriebe ...................................................................................... 525 12.2.1 Nkw-Handschaltgetriebe (MT) ............................................... 527 12.2.2 Automatisierte Nkw-Schaltgetriebe (AMT)............................ 535 12.2.3 Nkw-Wandlerschaltkupplungs-Getriebe (WSK)..................... 544 12.2.4 Nkw-Automatgetriebe (AT).................................................... 548 12.2.5 Nkw-Hybridantriebe ............................................................... 552 12.2.6 Nkw-Stufenlosgetriebe (CVT) ................................................ 553 12.3 Endantriebe.......................................................................................... 554 12.3.1 Pkw-Achsgetriebe ................................................................... 554 12.3.2 Nkw-Achs- und Nabengetriebe............................................... 557 12.3.3 Differentialgetriebe und Sperrdifferentiale ............................. 561 12.4 Allradantriebe, Verteilergetriebe ......................................................... 566 13 Elektronische Getriebesteuerung .............................................................. 579 13.1 Vernetzte Systeme ............................................................................... 579

Inhaltsverzeichnis

XV

13.2 Elektronisches Getriebesteuergerät (TCU) ..........................................580 13.2.1 Aufbau der TCU......................................................................581 13.2.2 Einsatzbedingungen und Aufbautechnologie ..........................582 13.3 Steuerungssysteme...............................................................................583 13.3.1 Getriebesteller .........................................................................585 13.3.2 Kupplungssteller......................................................................586 13.3.3 Funktionen der Getriebesteuerung ..........................................586 13.3.4 Software ..................................................................................590 13.3.5 Weitere Beispiele für Getriebesteuerungssysteme ..................592 13.4 Getriebeabstimmung durch fahrzeugspezifische Bedatung der Getriebesoftware..................................................................................594 14 Rechnerunterstützte Getriebeentwicklung...............................................596 14.1 Grundlagen und Werkzeuge ................................................................597 14.2 Fahrsimulation .....................................................................................602 14.2.1 Simulation der Fahrzeuglängsdynamik ...................................603 14.2.2 Streckendatensatz, Streckendatenerfassung ............................606 15 Entwicklungsprozess von Fahrzeuggetrieben ..........................................608 15.1 Produktlebensphasen ...........................................................................609 15.2 Produktstrategie, Produktplanung........................................................611 15.3 Freigabestufen im Produktentstehungsprozess ....................................612 15.4 Konstruktionsprozess und Methodisches Konstruieren .......................614 16 Fertigungstechnik von Fahrzeuggetrieben ...............................................623 16.1 Prozessketten zur Stahlteil-Bearbeitung ..............................................624 16.1.1 Weichbearbeitungsverfahren...................................................625 16.1.2 Wärmebehandlungsverfahren..................................................625 16.1.3 Hartbearbeitungsverfahren ......................................................625 16.2 Prozessketten zur Gussteilbearbeitung ................................................626 16.2.1 Gießverfahren..........................................................................627 16.2.2 Spanende Bearbeitung von Gussteilen ....................................628 16.3 Prozessketten zur Verzahnungsbearbeitung ........................................629 16.3.1 Weichbearbeitungsverfahren...................................................629 16.3.2 Hartbearbeitungsverfahren ......................................................631 16.4 Prozessketten zur Blechteilbearbeitung ...............................................632 16.4.1 Blechtrennung .........................................................................632 16.4.2 Blechumformung.....................................................................633 16.5 Fertigungs- und Fabrikbetrieb .............................................................634 16.5.1 Arbeitsvorbereitung und Planung............................................634 16.5.2 Produktionssysteme.................................................................634 16.5.3 Statistische Prozesslenkung in der Fertigung ..........................635 17 Zuverlässigkeit und Erprobung von Fahrzeuggetrieben ........................639 17.1 Grundlagen der Zuverlässigkeitstheorie ..............................................640 17.1.1 Definition der Zuverlässigkeit.................................................640

XVI

Inhaltsverzeichnis

17.1.2 Statistische Beschreibung und Darstellung des Ausfallverhaltens von Bauteilen ............................................. 641 17.1.3 Mathematische Beschreibung des Ausfallverhaltens durch die Weibull-Verteilung............................................................ 644 17.1.4 Zuverlässigkeit bei Systemen.................................................. 649 17.1.5 Verfügbarkeit von Systemen................................................... 650 17.2 Zuverlässigkeitsanalyse von Fahrzeuggetrieben ................................. 651 17.2.1 Systemanalyse ......................................................................... 652 17.2.2 Qualitative Zuverlässigkeitsanalyse ........................................ 654 17.2.3 Quantitative Zuverlässigkeitsanalyse ...................................... 656 17.3 Erprobung zur Sicherstellung der Zuverlässigkeit............................... 661 17.3.1 Klassifizierung der Erprobungsprogramme von Fahrzeuggetrieben ................................................................... 662 17.3.2 Prüfstände für die Erprobungsprogramme .............................. 665 17.3.3 Simulation bei der Prüfstandserprobung ................................. 667 Literaturverzeichnis.......................................................................................... 670 Firmen-/Getriebeverzeichnis ............................................................................ 695 Namenverzeichnis.............................................................................................. 698 Sachverzeichnis.................................................................................................. 699

Bezeichnungen und Formelzeichen

Eine Formel, die man nicht ableiten kann, ist eine Leiche im Gehirn /C. Weber/

Die Verknüpfung physikalischer Größen erfolgt mit mathematischen Gleichungen. Dabei wird zwischen zwei Schreibweisen unterschieden: • Größengleichungen, • Zahlenwertgleichungen. Größengleichungen Größengleichungen sind unabhängig von der gewählten Einheit und gelten grundsätzlich. Jedes Formelzeichen stellt die Kurzbezeichnung einer physikalischen Größe dar, die verschiedene Werte annehmen kann:

Wert der Größe = Zahlenwert ⋅ Einheit . Beispiel:

Für die Leistung P gilt allgemein P =T ω.

(1)

Dabei steht T für Drehmoment und ω für Winkelgeschwindigkeit. Zahlenwertgleichungen

Kehrt eine Gleichung häufig wieder oder enthält sie Konstanten und Materialwerte, so werden die Einheiten zweckmäßigerweise zusammengefasst, die Einheiten sind dann nicht mehr frei wählbar. In Zahlenwertgleichungen verkörpern die Formelzeichen nur den Zahlenwert einer Größe. Bei Zahlenwertgleichungen sind deshalb die Einheiten genau vorzuschreiben. Beispiel:

Zur praktischen Berechnung der Leistung P in kW, bei gegebener Drehzahl n in 1/min, wird die Gl. (1) in die Zahlenwertgleichung P=

Tn 9550

(2)

umgeformt. Für die Zahlenwertgleichung (2) gilt die Vorschrift P in kW, T in Nm und n in 1/min.

XVIII

Bezeichnungen und Formelzeichen

Bezeichnungen und Formelzeichen (nur soweit sie häufiger verwendet werden, sonst siehe Text) A AR A(t) B10 Bx C D DKoll Dtat Dth E F FB FH FL FQ FR FS FSt FU FZ FZ,A FZ,B Fa Fax Fn Fr Ft F(t) GR J KG KH KHaupt KL KR L Mb Mt Mv N

Fläche, Querspantfläche = Projektion der Fahrzeugstirnfläche Reibfläche der Synchronisierung Verfügbarkeit System-Lebensdauer für eine Ausfallwahrscheinlichkeit von 10 % System-Lebensdauer für eine Ausfallwahrscheinlichkeit von x % Wälzpunkt, dynamische Tragzahl, Konstante Durchmesser, Schädigung Schadenssumme Tatsächliche Schadenssumme Theoretische Schadenssumme Elastizitätsmodul Kraft Bremskraft Handkraft, Hangabtriebskraft Luftwiderstand, Lagerkraft Querkraft Radwiderstand Seitenkraft Steigungswiderstand Umfangskraft Zugkraft Zugkraftangebot Zugkraftbedarf Beschleunigungswiderstand, Axialkraft Anpresskraft der Kupplungsdruckplatte Normalkraft Radialkraft Tangentialkraft Verteilungsfunktion, Ausfallwahrscheinlichkeit Radlast Massenträgheitsmoment Getriebekennwert Vorschaltsplit-Konstante High Konstante Hauptgetriebe Vorschaltsplit-Konstante Low Konstante Range Lebensdauer, Schallpegel Biegemoment Torsionsmoment Vergleichsmoment Anzahl der Lastwechsel, Bruchspielzahl, Bauteillebensdauer

Bezeichnungen und Formelzeichen

P PA PZ,B Pm Q R Re Rm R(t) S SB SH SL ST T TB TK TL TM TR TS TZ U V VH W WA Wb Wt a b b0 bS be bs c cW cm cp cs cu

Leistung, äquivalente Lagerbelastung Flächenbezogene Reibleistung Bedarfsleistung am Rad Mittlere Reibleistung während der Rutschzeit einer Synchronisierung Querkraft, Volumenstrom Reaktionskraft, Spannungsverhältnis Streckgrenze Zugfestigkeit Überlebenswahrscheinlichkeit, Zuverlässigkeit Sicherheitsbeiwert, Sperrsicherheit bei Synchronisierungen, Schlupf, Sperrwert, Kegelscheibenradius Bremsschlupf Nachschaltsplitter High Nachschaltsplitter Low Treibschlupf Drehmoment, Charakteristische Lebensdauer Beschleunigungsmoment (Synchronisierung), Sperrmoment (Differential) Kupplungsmoment Lastmoment Motormoment Reibmoment, Rutschmoment Schleppmoment Öffnungsmoment (Synchronisierung) Umdrehungen Verdrängungsvolumen (Ölpumpen) Gesamthubvolumen Widerstandsmoment, Arbeit, aufnehmbare Arbeit, Reibarbeit Flächenbezogene (spezifische) Reibarbeit Widerstandsmoment gegen Biegung Widerstandsmoment gegen Torsion Beschleunigung, Achsabstand Formparameter, Ausfallsteilheit, Baulänge, Breite, Kraftstoffverbrauch Größenfaktor Oberflächenfaktor Spezifischer Kraftstoffverbrauch Streckenverbrauch Steifigkeit, Absolutgeschwindigkeit Luftwiderstandsbeiwert Maschinenfähigkeitsindex Prozessfähigkeitsindex Zahnfedersteifigkeit Umfangskomponente der Absolutgeschwindigkeit

XIX

XX

cγ d e f fR f(t) g hi i iA iE iE,A iE,N iE,V iG iG,ges iK iS j k k(ν) m mF mn n nM p pme q q´ r rdyn s sFn t t0 tR tS u v vF vW vth w x, y, z

Bezeichnungen und Formelzeichen

Zeitlich durchschnittlicher Wert der Zahnfedersteifigkeit Durchmesser Exzentrizität Durchbiegung, Frequenz Rollwiderstandsbeiwert Dichtefunktion Erdbeschleunigung Lastschwingspielzahl Übersetzung, Zylinderzahlhalbierende Antriebsstrangübersetzung (vom Motor bis zu den Rädern) Endübersetzung Übersetzung des Achsgetriebes Übersetzung des Nabengetriebes Übersetzung des Verteilergetriebes Getriebeübersetzung Spreizung, Übersetzungsbereich Konstantenübersetzung, Kegelscheibenradienverhältnis Übersetzung des Anfahrelements Anzahl der Reibflächen Exponent der Wöhlerliniengleichung Kennwert eines hydrodynamischen Wandlers Modul der Verzahnung, Masse, Längenmaßstab (Wandler) Fahrzeugmasse Normalmodul Drehzahl, Anzahl, Lastspielzahl, Lageranzahl Motordrehzahl Flächenpressung, Druck, Radpaaranzahl, Lebensdauerexponent Effektiver Mitteldruck im Zylinder eines Verbrennungsmotors Steigung Steigung in % Radius, Redundanzgrad eines Systems Dynamischer Reifenhalbmesser Weg, Schaltweg der Schaltmuffe, Rippenabstand Zahnfußdickensehne Statistische Variable, Zeit Ausfallfreie Zeit Rutschzeit, Reibzeit Schaltzeit Zähnezahlverhältnis, Umfangsgeschwindigkeit Geschwindigkeit, Strömungsgeschwindigkeit Fahrzeuggeschwindigkeit Windgeschwindigkeit Theoretische Geschwindigkeit bei Schlupf S = 0 Aufgenommene Arbeit Koordinaten

Bezeichnungen und Formelzeichen

z

XXI

zi

Anzahl der Gänge, Anzahl der Reibflächen, Zähnezahl, Anzahl der Lastzyklen Zähnezahl Rad i

∆ ∆S ∆V

Intervall, Differenz Verschleißweg (Synchronisierung) Verschleiß (Synchronisierung)

α

Eingriffswinkel, Konuswinkel einer Konus-Synchronisierung, Viskositäts-Druck-Koeffizient Anstrengungsverhältnis Steigungswinkel Statische Formzahl Eingriffswinkel im Normalschnitt Schrägungswinkel am Teilkreis, Öffnungswinkel der Klauen Dynamische Kerbwirkungszahl Teilkegelwinkel, Ungleichförmigkeitsgrad Pumpe (Volumenstrompulsation) Gesamtüberdeckung Profilüberdeckung Sprungüberdeckung Wirkungsgrad, dynamische Viskosität Temperatur Leistungsziffer (Wandler, Retarder), Drehmassenzuschlagfaktor Ausfallrate Momentenverhältnis, Momentenwandlung, Reibwert Anfahrwandlung Haftbeiwert Drehzahlverhältnis, Drehzahlwandlung, kinematische Viskosität Dichte, Ersatzkrümmungsradius Normalspannung Dauerfestigkeit Hertzsche Pressung Biegespannung Vergleichsspannung Torsionsspannung, Drehmomentüberhöhung beim Verbrennungsmotor Stufensprung, Biegewinkel Grundsprung bei progressiver Stufung Progressionsfaktor bei progressiver Stufung Stufensprung bei geometrischer Stufung Winkelgeschwindigkeit

α0 αSt αk αn β βk δ ε εα εβ η

ϑ

λ λ(t) µ µA µH ν ρ σ σD σH σb σv τ φ φ1 φ2 φth ω

XXII

Bezeichnungen und Formelzeichen

Indizes 0 1 2 3 1, 2, 3, ...

Nenn- oder Ausgangszustand Ritzel (= Kleinrad), Eingang Rad (= Großrad), Ausgang, Abtrieb Gestell An der Stelle 1, 2, 3, ...

A AW B D E EW F G H

Roll Rot S Sch St T Ü U V VW W Z

Angebot, flächenbezogen, Antriebsstrang, Anfahr, Achs Abtriebswelle Bedarf, Brems Dauer, Dauerfest, Defizit, Direkt Endübersetzung Getriebeeingangswelle, Antriebswelle Fahrzeug, Zahnfuß Getriebe, Gelenkwelle Haft, Haupt, Hauptgetriebe, Hauptwellenrad, Hohlrad, High (= Schnell) Hauptwelle Kupplung, Konstante Kraftstoff Luft, Last, Leitrad, Low (= Langsam) An Lagerstelle, an Lagerstelle 1, 2 Motor, Modell Nabe, Nachschaltgruppe Pumpe, Pumpenrad, Planetenstufe Quer Rückwärtsgang, Roll, Rutsch, Reib, Rad, Rangegruppe, Rotor (Retarder) Roll Rotation Sonnenrad, Splitgruppe, Stator (Retarder), System Schwellend (Festigkeit) Steigung Turbine, Treib Überschuss Umfang Vorschaltgruppe, Verlust, Versuch Vorgelegewelle Wandler, wechselnd (Festigkeit) Zug, Zugbeanspruchung, Öffnung

a ab abs

Beschleunigung, axial, Größen am Kopfkreis, Austritt, außen Abtrieb Absolut

HW K Kr L L, L1, L2 M N P Q R

Bezeichnungen und Formelzeichen

an ax b dyn e ges i i, j id j k m max min n nenn r red rel res spez stat t tat th w x, y, z z zul

Antrieb Axial Biege Dynamisch Effektiv, Eintritt Gesamt Innen, Laufvariable i = 1, 2, 3, ..., n An der Stelle i, j Ideal Laufvariable Laufvariable, Kerbwirkung Mittelwert, Anzahl der Beanspruchungsklassen Maximal Minimal n-ter Gang, Nenn Nenn Radial Reduziert Relativ Resultierend Spezifisch Statisch Torsion, zeitlich Tatsächlich Theoretisch Wechselnd, Betriebswälzkreis In x-, y-, z-Richtung, um x-, y-, z-Achse Höchster Gang, Anzahl der Gänge Zulässig

XXIII

1 Einführung

Kein Fahrzeug ohne Getriebe!

1.1 Einleitung Land-, Wasser- und Luftfahrzeuge brauchen Getriebe, um Drehmomente und Drehzahlen zu wandeln. Entsprechend sind die Getriebe nach ihrem Einsatzgebiet und nach ihrem Verwendungszweck – z.B. Schaltgetriebe, Lenkgetriebe, Nebenabtriebe – zu unterscheiden. Dieses Buch behandelt ausschließlich Getriebe für Straßenfahrzeuge bzw. für Fahrzeuge im kombinierten On- und Off-Road-Einsatz, Abb. 1.1, fett umrandet. Abbildung 1.2 gibt einen Überblick über gebräuchliche Getriebekonzepte sowie deren systematische Einteilung. Weitere Einzelheiten hierzu in Kapitel 6 „Systematik der Fahrzeuggetriebe“. Doppelkupplungsgetriebe werden hier aufgrund ihrer Nähe bezüglich Steuerung und Funktionalität den Stufen-Automatgetrieben zugeordnet.

Abb. 1.1. Definition des Begriffs „Fahrzeuggetriebe (FZG)“ im Sinne dieses Buchs

2

1 Einführung

Abb. 1.2. Systematische Einteilung der Schaltgetriebe in Fahrzeugen

Abb. 1.3. Einfluss des Getriebes auf wesentliche Merkmale des Fahrzeugs

1.1 Einleitung

3

Abb. 1.4. Erreichbare Steigerung des Gebrauchsnutzens eines Produkts durch zusätzlichen Entwicklungsaufwand

Aufgabe eines Fahrzeugschaltgetriebes ist es, das Zugkraftangebot des Antriebsaggregats fahrzeug-, strecken-, fahrer- und umweltgerecht umzusetzen. Wesentliche Randbedingungen sind dabei die technische und wirtschaftliche Wettbewerbsfähigkeit. Das Getriebe bestimmt entscheidend Zuverlässigkeit, Kraftstoffverbrauch, Bedienungsfreundlichkeit, Verkehrssicherheit sowie Fahr- und Transportleistung von Pkw und Nkw, Abb. 1.3. Tabelle 1.1. Vergleich Industriegetriebe zu Fahrzeuggetrieben Getriebe

Gangzahl Übersetzung Leistung Eingangs- Masse Spez. (vorwärts) 1. Gang / moment Leistung Spreizung [kW] [Nm] [kg] [kW/kg]

Industrie 12,5 1

0,48 330

2100

680

12,5

100 %

14,1

1,49

Nkw (AMT) 16

397

2600

266

17,0

300 %

4,2

6,39

Pkw (MT) 6

294 5,1

500

46 1300 %

4

1 Einführung

Abb. 1.5. Übergeordnete Entwicklungsziele bei Fahrzeuggetrieben

Fahrzeuggetriebe sind Serienprodukte hoher technischer und technologischer Reife. Sie sind den hoch entwickelten Technologien, Abb. 1.4, zuzurechnen. Bemerkenswert ist die mehr als dreifach so hohe spezifische Leistung Pspez in kW/kg von Nkw-Getrieben gegenüber Industriegetrieben, Tabelle 1.1, und dies, obwohl Fahrzeuggetriebe mehrere Gänge aufweisen. Industriegetriebe müssen dafür für höhere Lebensdauer ausgelegt werden. Basisinnovationen sind bei Fahrzeuggetrieben nicht mehr zu erwarten. Vielmehr ist eine allmähliche Evolution gegeben. Sie ist geprägt vom Systemdenken Umwelt ⇔ Verkehr ⇔ Fahrzeug ⇔ Motor/Getriebe und vom Einsatz der Elektronik für Steuer-, Regel- und Überwachungsvorgänge. Daraus ergeben sich die übergeordneten Entwicklungsziele für Fahrzeuggetriebe, Abb. 1.5. Fahrzeuggetriebe müssen schnell und marktorientiert entwickelt werden. Auf Kundenwünsche ist insbesondere bei Nkw flexibel zu reagieren. Auflagen des Gesetzgebers, wie z.B. die kW/t-Vorschrift oder Emissionsrichtlinien, sind zu erfüllen. Aber auch emotionale Aspekte, wie Fahrspaß, sind zu berücksichtigen. Das Hauptziel bei der Entwicklung eines Fahrzeuggetriebes ist aber ein möglichst ideales Umsetzen des Zugkraftangebots des Antriebsaggregats in die Zugkraft des Fahrzeugs und dies in einem weiten Geschwindigkeitsbereich. Dies muss so erfolgen, dass ein guter Kompromiss zwischen Anzahl der Gänge, Steig- und Beschleunigungsfähigkeit sowie dem Kraftstoffverbrauch des Fahrzeugs entsteht. Die Berücksichtigung von technischen und technologischen Weiterentwicklungen ist ebenso selbstverständlich wie hohe Zuverlässigkeit und ausreichende Lebensdauer. Dabei sind umweltverträgliche und humane Lösungen unverzichtbar. Die Entwicklung der Fahrzeuggetriebe muss sich immer in den Planungshorizont für neue Fahrzeuge einordnen, Abb. 1.6. Parallel zur Entwicklungsphase eines Fahrzeugs müssen auch die zugehörigen Getriebe neu- oder weiterentwickelt werden. Dabei gilt es, auch neue Fertigungstechnologien für die Serienfertigung vorzubereiten und einzuführen. Nach Ende der Produktionsphase ist die Ersatzteilverfügbarkeit sicherzustellen. Dabei sind die Lebenszyklen der Zukauf-Bauteile, und hier nicht zuletzt der Halbleiterkomponenten, zu beachten.

1.1 Einleitung

5

Abb. 1.6. Zeitdimensionen und Planungshorizonte im Automobilbau, angelehnt an [1.1]

Dieses Buch will den Entwicklungsprozess für Fahrzeuggetriebe in seiner Gesamtheit darstellen, Abb. 1.7. Es will Gedankengänge vermitteln, die über die reine Auslegung der Bauteile von Fahrzeuggetrieben hinausgehen. Unabhängig vom Produkt ist es immer erforderlich, das Gesamtsystem festzustellen, in dem es später eingesetzt wird. Ein Systemüberblick ist unerlässlich, er wird im Kapitel 2 behandelt. Fahrzeuggetriebe werden entscheidend vom Fahrzeug, vom Motor und vom Streckenprofil geprägt. Ohne Grundkenntnisse darüber ist eine sinnvolle Entwicklung unmöglich.

Abb. 1.7. Struktur der Aufgaben bei der Entwicklung von Fahrzeuggetrieben, Kapitelübersicht

6

1 Einführung

Kapitel 3 zeigt die Wechselwirkung von Leistungsbedarf und Leistungsangebot auf. Die erste, konkret auf das Fahrzeuggetriebe ausgerichtete Entwicklungsaufgabe ist dann die Wahl des gesamten zu überdeckenden Übersetzungsbereichs, der „Spreizung“. Zusammen mit der Wahl der Gangzahl z, der Übersetzung der Einzelgänge und den sich daraus ergebenden Stufensprüngen sowie der Übersetzung des Endantriebs kann die Zusammenarbeit von Fahrzeug und Fahrzeuggetriebe beurteilt und festgelegt werden. Unter Berücksichtigung des Streckenprofils ist zu entscheiden, ob das Fahrzeug ausreichend beschleunigt, die notwendige Steigfähigkeit und die im Lastenheft vorgeschriebene Höchstgeschwindigkeit vmax erreicht. Gleichzeitig ist damit festgelegt, ob das Getriebe auch ein wirtschaftliches Fahren – insbesondere ein Fahren mit geringem Kraftstoffverbrauch – ermöglicht. Hierauf wird ausführlich in den Kapiteln 4 und 5 eingegangen. Das unerlässliche kreative Konstruieren wird durch das Methodische Konstruieren unterstützt. Dabei wird in der Konzeptphase eine Funktionsanalyse vorgenommen. Für die Teilfunktionen sind Teillösungen aufzufinden, zu bewerten und zu einer Gesamtlösung zusammenzuführen, dem Getriebeentwurf. Die dazu notwendige Kenntnis der Systematik der Fahrzeuggetriebe vermittelt Kapitel 6. Es folgt in den Kapiteln 7 bis 11 die Auslegung und Gestaltung der wichtigsten Bauteile eines Getriebes: Zahnräder, Wellen, Lager, Synchronisierungen, Kupplungen, Parksperren, Pumpen sowie hydrodynamische Kupplungen und Wandlern. Bei den hoch entwickelten Berechnungs- und Simulationsverfahren würde ein Behandeln aller Details zu weit gehen. Es wird versucht, das Grundsätzliche der Berechnungsmethodik und die Berechnungsabläufe darzustellen. In Kapitel 12 wird durch zahlreiche ausgeführte Konstruktionen der Aufbau verschiedener Getriebebauarten erläutert und auf wichtige Detaillösungen eingegangen. Elektronische Getriebesteuerungen mit Mikroprozessoren sind seit 1982 Standard in Automatgetrieben. Sie zählen zu den komplexesten Elektroniken im Fahrzeug und unterliegen einer sehr dynamischen Entwicklung bezüglich Hardware und Software. Kapitel 13 geht darauf ein und behandelt die Integration und Vernetzung mit anderen Steuergeräten im Fahrzeug. Werkzeuge und Rahmenbedingungen für die Entwicklung von Fahrzeuggetrieben werden im hinteren Teil des Buchs behandelt. Kapitel 14 ist Berechnungs- und Simulationswerkzeugen gewidmet. Auf den Produktentwicklungsprozess wird in Kapitel 15 eingegangen. Die Fertigungstechnologie hat einen großen Einfluss auf Konstruktion, Wettbewerbsfähigkeit und Qualität des Getriebes. Kapitel 16 gibt einen Einblick in das weite und innovative Feld von Bearbeitung, Montage und Endprüfung. Qualität ist ein maßgeblicher Wettbewerbsfaktor. Dabei interessiert den Endkunden vor allem die Zuverlässigkeit und die Lebensdauer des Gesamtsystems. Methoden zur Planung und Sicherstellung der Qualität sowie dazugehörige Erprobungsprogramme und Prüfstände sind in Kapitel 17 dargestellt. Ein besonderes Anliegen des Buchs ist es, dem Benutzer Vorgehensweisen zu zeigen und möglichst umfangreiche Daten für die praktische Entwicklungsarbeit bei Fahrzeuggetrieben zur Verfügung zu stellen. Nach Dudeck gilt: „Aufgabe der Ingenieurswissenschaft ist es unter anderem, komplizierte Modelle zur Einfachheit hin zu entwickeln.“ Dazu soll das vorliegende Buch einen Beitrag leisten.

1.2 Geschichte der Fahrzeuggetriebe

7

1.2 Geschichte der Fahrzeuggetriebe Die Kenntnis von der Vergangenheit und vom Zustand der Erde gereicht dem Menschengeist zur Zierde und Nahrung /Leonardo da Vinci/ Aus der Vergangenheit für die Zukunft lernen! Entwicklungsingenieure und Konstrukteure sollten einen Überblick über die historische Entwicklung ihrer Produkte haben. Sie können dann abschätzen, welche Entwicklungsschritte überhaupt noch möglich sind, bzw. welche Technologiehöhe die gegenwärtige Produktentwicklung aufweist. Derartige Kenntnisse ergänzen das Methodische Konstruieren, siehe Kapitel 15. 1.2.1 Basisinnovationen Basisinnovationen sind Entdeckungen, Erfindungen und Neuentwicklungen, ohne die das gegenwärtige Produkt nicht hätte entwickelt werden können. Basisinnovationen befruchten nachgeschaltete Entdeckungen, Erfindungen, Neuentwicklungen und Konstruktionen, die zu dem neuen Produkt zielgerecht hinführen, Abb. 1.8.

Abb. 1.8. Produktentwicklungen bauen auf Basisinnovationen auf

8

1 Einführung

Tabelle 1.2. Beispiele von Basisinnovationen für Fahrzeuge und Fahrzeuggetriebe 4000 v. Chr. 2500 v. Chr. 2000– 1000 v. Chr.

500 v. Chr. 200 v. Chr. 1754 1769

Mesopotamische Vase mit dem Bild eines Wagens Räder aus zwei halbkreisförmigen Holzscheiben, vermutlich mit Lederriemenbereifung Stirnräder mit Triebstockverzahnung als Antriebselement von Wasserschöpfwerken (Sakie, Abb. 1.10), Schneckenräder für Baumwollentkernmaschinen Griechische Gelehrte entdecken die Gesetzmäßigkeiten in der Mechanik Hebel, Kurbel, Walze, Rad, Flaschenzug, Schnecke und Zahnrad sind in Gebrauch Euler Verzahnungsgesetz für Zahnräder, Evolventenverzahnung Watt Patent auf Dampfmaschine

1784 1829 1877 1885 1897 1905 1907 1923 1925

Watt Wechselgetriebe mit Klauenschaltung Stephenson Schienenfahrzeug, Dampflokomotive Otto Patent auf ViertaktGasmotor mit Verdichtung Benz Dreiradwagen mit Antrieb durch Verbrennungsmotor Bosch Magnetelektrische Zündung Föttinger Hydrodynamischer Drehmomentwandler Ford Serienfertigung des Modells T; das Auto als Massenware Bosch Einspritzpumpe Rieseler Entwurf eines automatischen Pkw-Getriebes mit hydrodynamischem Wandler und Planetenräderteil

Im Verlaufe solcher Entwicklungen gilt es, bestimmte Phänomene aufzuklären und zu erforschen, um eine betriebssichere Funktion des Produkts sicherzustellen. Tabelle 1.2 ist ein Versuch, die maschinenbauorientierten Basisinnovationen, die zum Straßenfahrzeug und damit zum Fahrzeuggetriebe geführt haben, nachzuzeichnen.

Abb. 1.9. Wandlung der hin- und hergehenden Bewegung in eine Drehbewegung. Zweizylindertriebwerk mit gegenläufigen Kolben im Dampfwagen von Cugnot (1725 bis 1804)

1.2 Geschichte der Fahrzeuggetriebe

9

1.2.2 Entwicklung von Fahrzeugen und Antriebsaggregaten Der Gedanke, die Kraftmaschine mit einem Getriebe zur Anpassung von Drehzahl und Drehmoment an die Leistungsanforderung auszurüsten, ist 100 Jahre älter als unser Automobil mit seinem offiziellen Geburtsjahr 1886. Ein anderes Problem in den Anfangsjahren der Kraftmaschine war es, die hin- und hergehende Kolbenbewegung in eine Drehbewegung umzuwandeln. Eine Lösung zeigt Abb. 1.9. Die historische Entwicklung der Getriebe ist daher eng mit der Entwicklung aller Kraftmaschinen verbunden, siehe Tabelle 1.3. Tabelle 1.3. Zeittafel der Entwicklung von Fahrzeugen und Antriebsaggregaten 5000– 500 v. Chr. 1500 1690 1769 1784 1800 1801 1801 1814 1817 1832 1845 1862 1866

1877 1884 1885 1885

Erste technische Erfindungen: Rad, Wagen, Zahnrad sind bekannt Dürer Entwurf eines Selbstfahrwagens Papin konstruiert eine atmosphärische Dampfmaschine mit Zylinder und Kolben Cugnot Dampfwagen mit Gleichrichtergetriebe Watt Doppeltwirkende Dampfmaschine mit Drehbewegung und Schwungrad Trevithick Patent auf Hochdruckdampfmaschine Trevithick Passagierfahrt eines Dampfwagens Artamonow Fahrrad aus Metall mit Tretkurbeln Stephenson Erste Dampflokomotive Drais Lenkbares Laufrad Pixii Rotierender Wechselstromerzeuger Thompson Erfindung des Luftreifens Lenoir Doppeltwirkende Gaskolben-Kraftmaschine Siemens Entdeckung des dynamoelektrischen Prinzips und Konstruktion einer betriebsreifen Dynamomaschine Otto Patent auf ViertaktGasmotor mit Verdichtung Parsons Patent auf Dampfturbine Benz Dreiradwagen mit Antrieb durch Verbrennungsmotor Daimler Motorrad

1886 1888 1889 1897 1897 1903 1907 1926 1934 1935 1959 1970 1979 1980 1989 1992 1997

Daimler/Maybach Vierrädriger Motorkraftwagen Dunlop Pneumatische Gummibereifung Maybach-Daimler Stahlradwagen mit offenem 2-Gang-Getriebe Bosch Gesteuerte elektrische Magnetzündung Diesel Dieselmotor; Schwerölmotor mit Selbstzündung Gebrüder Wright Motorflugzeug Ford Einführung der Fließbandproduktion Gregoire Gleichlaufgelenk. Das Tracta-Gelenk öffnet das Tor zum Vorderradantrieb in Großserie Porsche Projektentwurf des Volkswagens Opel baut die erste selbsttragende Karosserie für Großserienfahrzeuge Vorstellung BMC Mini, der zum Vorbild für Kleinwagen wird Thyssen Henschel Transrapid Einschienen-Magnetschwebebahn Mercedes und BMW führen elektronische Motorsteuerung und digitales ABS ein Frankreich TGV Hochgeschwindigkeitszüge Audi führt bei Pkw-Dieselmotoren Direkteinspritzung und Abgasturbolader ein Nach den japan. führen auch die europ. Fahrzeughersteller Mehrventilmotoren in Serie ein Common-Rail-Einspritzung bei Pkw-Dieselmotoren

10

1 Einführung

Abb. 1.10. Ein frühes Getriebe! Ägyptisches Wasserschöpfwerk (Sakie) in Luxor, ca. 2000 bis 1000 v. Chr.

1.2.3 Entwicklungsschritte bei Fahrzeuggetrieben Getriebe wurden sicherlich schon vor mehr als 1000 Jahren zur Steigerung menschlicher und tierischer Arbeitskraft eingesetzt. Ähnlich den Göpelwerken, die heute noch zur Wasserversorgung in Ägypten eingesetzt werden, wurde der Formschluss der beiden kämmenden Partner durch Holzstifte oder Zähne hergestellt, Abb. 1.10. Die ersten Getriebezeichnungen stammen aus dem Mittelalter. Fehlende Motorkraft wurde durch Muskelkraft ersetzt. Die menschlichen „Arbeitsmaschinen“ müssen dabei Schwerarbeit leisten. Es entstehen die ersten „Fahrzeuggetriebe“. Den beschränkten menschlichen Arbeitshub setzt Albrecht Dürer um 1500 in dem Stich seines „Muskelmotorwagens“ über eine Schubkurbel, ein Winkelgetriebe und eine Stirnradstufe in Vortriebskraft um. Tabelle 1.4 bringt Beispiele für wichtige Entwicklungsschritte bei Fahrzeuggetrieben. Es ist festzustellen, dass alle wesentlichen Elemente und Konstruktionsprinzipien für Fahrzeuggetriebe schon bis 1925 entwickelt waren. Seitdem hat eine Weiterentwicklung mit dem Ziel der Lebensdauer- und Leistungssteigerung bzw. Gewichtsreduzierung, der Geräuscharmut und der Optimierung der Bedienbarkeit stattgefunden. Man kann vier Entwicklungslinien unterscheiden, Abb. 1.11 (siehe auch Abb. 1.2): • • • •

mechanische z-Gang-Stufengetriebe (auch automatisiert), Stufen-Automatgetriebe, mechanische oder hydrostatische Stufenlosgetriebe und Hybridantriebe.

1.2 Geschichte der Fahrzeuggetriebe

11

Abb. 1.11. Entwicklungsreihe von Pkw- und Nkw-Getrieben. a Getriebe mit Schieberädern; b Getriebe mit Klauenschaltung; c Synchrongetriebe; d Wandlerschaltkupplungsgetriebe; e „Add-On“-automatisiertes Schaltgetriebe; f Automatgetriebe in Vorgelegbauweise; g konventionelles Automatgetriebe; h Doppelkupplungsgetriebe; i hydrostat. Stufenlosgetriebe mit Leistungsverzweigung; j mech. Stufenlosgetriebe mit Kegelscheiben; k Reibradgetriebe, Toroid; l 1-E-Maschinen-Hybrid mit z-Gang Getriebe; m 2-E-Maschinen-Hybrid mit Summiergetriebe (Leistungsverzweigung)

12

1 Einführung

Tabelle 1.4. Beispiele für wichtige Entwicklungsschritte bei Fahrzeuggetrieben 1784

1821 1827 1834 1849 1879

1885 1886 1889 1890 1899 1899 1899 1899 1900

1900

Forderung Watts: Bei Dampfkraftmaschinen zusätzliche Übersetzungen für Straßenfahrzeuge nötig. Watt-Patent: Wechselgetriebe mit Klauenschaltung und Dauereingriff der Räder, Abb. 1.12 Griffith 2-Gang-Getriebe mit Schieberädern, Abb. 1.12 Pecqueur Erstes Differential in einem Straßenfahrzeug, Abb. 1.12 Bodmer Planetengetriebe mit festbremsbarem Hohlradkörper mittels Bremsband Napier/Anderson 2-GangRiemengetriebe, Abb. 1.12 Selden-Patent Gekapseltes Schieberadgetriebe mit Rückwärtsgang und Kupplung, Abb. 1.12 Marcus Konuskupplung für Kraftfahrzeuge Benz Riemengetriebenes Kegelrad-Ausgleichsgetriebe, Abb. 1.12 Maybach-Daimler 4-GangGetriebe mit Schieberädern, Abb. 1.13 Peugeot Kompletter Antriebsstrang mit Schieberadgetriebe, Abb. 1.13 Buchet Stufenloses Riemengetriebe mit axial verstellbaren Kegelscheiben Krauser/Schmidt Stufenloses Reibradgetriebe mit Kegelscheiben Darracq - Léon - Bollée 5-stufiges Riemenwechselgetriebe; „Transmissionsgetriebe“ Oliverson - Killingsbeck Stufenloses Riemengetriebe mit axial verstellbaren Kegelscheiben Reeves-Pulley Stufenloses Keilriemengetriebe mit Schubgliedern und axial verstellbaren Kegelscheiben Léo 3-Gang-Getriebe mit Stirnklauenschaltung, integriertem Differential und Kettentrieb als

1900 1900 1905 1906 1906

1907 1907 1915

1925 1925

1926 1928

1928

1929

Rückwärtsgang Lang 3-Gang-Stufengetriebe mit Rädern im Dauereingriff und Ziehkeilschaltung Diamant Speed Gear Company Schrägverzahntes Getriebe Pittler Hydraulisches Antriebssystem mit Hydropumpe und Hydromotor Renault Pneumatisches Getriebe mit Kolbenverdichter und Kolbenmotor Didier Zweistufiges Planetenradgetriebe mit Schaltung über Bremsband und Kupplung des Planetengetriebes über Reibscheiben-Stirnkupplung Renault Hydrostatisches Getriebe mit Axialkolbenpumpe und -motor Ford Fließbandproduktion des Modells T mit ZweigangPlanetengetriebe ZF-Soden-Getriebe 4-Gang-Allklauengetriebe mit Dauereingriffsrädern, mit Vorwahlschaltung und mit Synchronisierhilfen ZF Nkw-Einheitsgetriebe mit geradverzahnten Schieberädern Rieseler Entwurf eines automatischen Pkw-Getriebes mit hydrodynamischem Wandler und Planetenräderteil Cotal 3-Gang-Planetengetriebe mit automatisierter Schaltung über drei Elektrokupplungen Entwicklung des TRILOKWandlers als Voraussetzung für moderne hydromechanische „konventionelle“ Automatgetriebe Maybach Schnellgang-Zusatzgetriebe zum Senken der Motordrehzahl; Schaltung mittels Überhol-Stirnklauen; geschliffene schrägverzahnte Räder zur Erhöhung der Laufruhe ZF Aphon-Getriebe Schrägverzahntes 4-Gang-Getriebe mit Lamellen-Synchronisierung

1.2 Geschichte der Fahrzeuggetriebe

13

Tabelle 1.4. (Fortsetzung) 1931 1932

1934 1939

1939 1940 1948

1950 1950

1950

1952

1953

DKW F1 mit angetriebenen Vorderrädern. Quer eingebauter 2-Zylinder-2-Taktmotor Wilson-Getriebe Mehrstufiges Planetenkoppelgetriebe mit identischen Hohlrädern, die abwechselnd mittels Bremsbändern gegen das Gehäuse festgelegt werden ZF Allsynchrongetriebe 4-GangGetriebe, schrägverzahnt, alle Gänge synchronisiert General Motors HydramaticGetriebe Erstes konventionelles Automatgetriebe in Serie: 13 Mio. Stück; hydrodynamische Kupplung, 4-Gang-Planetengetriebe ZF 4-Gang-Getriebe, schrägverzahnt, Prototypen mit elektromagnetischer Lamellenkupplungen Franke Patent auf Doppelkupplungsgetriebe General Motors DynaflowGetriebe mit Polyphase-Wandler und 2-Gang-RavigneauxPlanetenradsatz ZF AK6-55 6-Gang-NkwGetriebe, alle Gänge mit Klauenschaltung Packard Ultramatic-Getriebe Konvent. Automatgetriebe mit Wandlerüberbrückungskupplung, 2-stufigem 2-Phasen-Wandler und 2-Gang-Planetengetriebe Van Doorne „Variomatic“ Stufenloses Keilriemengetriebe mit axial verstellbaren Kegelscheiben (Durchmesserverstellung!) in Serie Borg-Warner „Warner-Gear“Getriebe Konventionelles Automatgetriebe mit TRILOKWandler und 3-GangPlanetenradsatz Borgward Automatgetriebe mit Wandler und 3-Gang-Stirnradstufengetriebe mit elektrohydraulischer Schaltung

1953

1957 1958

1961 1962

1965

1967

1970

1970

1971

1972

ZF Hydromedia-Getriebe für Busse: 3-Gang-Getriebe, mit Wandler und hydraulisch betätigten Lamellenkupplungen ZF S 6-55, 6-Gang-NkwGetriebe, erstes vollsynchronisiertes Nkw-Getriebe Smith Magnetpulver-Doppelkupplung mit nachgeschaltetem 3-Gang-Stirnradstufengetriebe und elektrisch betätigten Klauenkupplungen Daimler Benz 4-Gang-Automatgetriebe in 2-Gruppen-Bauart mit hydrodynamischer Kupplung Eaton 9-Gang-Nkw-Getriebe mit Leistungsteilung auf zwei Vorgelegewellen zwecks kürzerer Bauweise ZF 3 HP 12, 3-Gang-AutomatGetriebe für Pkw: Wandler ohne Überbrückungskupplung, 3-stufiger Planetenradsatz und hydraulische Steuerung VW Halbautomatik-Getriebe mit Wandlerschaltkupplung und nachgeschaltetem 3-Gang-Stufengetriebe ZF 5K/S 110 GP, 9-Gang-NkwGetriebe (1+4x2) klauengeschaltet oder synchronisiert und Nachschalt-Rangegruppe in Planetenbauweise Verschiedene Firmen entwickeln für Nkw ein Wandlerschaltkupplungsgetriebe mit Wandlerüberbrückungskupplung und nachgeschaltetem 6- bis 8-GangStufengetriebe Sundstrand „Responder“ Hydrostatisches Nkw-Getriebe mit Leistungsverzweigung über Planetenradsatz in Serie Turner Nkw-Getriebe mit Abtriebskonstante und Synchronisierungen auf der Vorgelegewelle zur Erhöhung der Lebensdauer

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1 Einführung

Tabelle 1.4. (Fortsetzung) 1975 1978 1979

1980 1983

1985 1987 1989 1990

1991

Van Doorne Stufenlosgetriebe für Pkw mit Stahlglieder-Schubkette, axial verstellbaren Kegelscheiben Pkw-5-Gang-Getriebe mit vergrößerter Spreizung zur Senkung des Kraftstoffverbrauchs ZF Ecosplit 16-Gang-NkwGetriebe mit integrierter Vorschalt-Split- und NachschaltRangegruppe TRILOK-Wandler mit Überbrückungskupplung in PkwAutomatgetrieben Eaton/Fuller TwinSplitter 12-Gang-Nkw-Getriebe mit 4-Gang-Hauptgetriebe und 2 Nachschalt-Splitgruppen Porsche Wiederentdeckung des Doppelkupplungsprinzips als Automatgetriebe für Pkw ZF Teilautomatisierung für NkwGetriebe, AVS Automatische Vorwahlschaltung Porsche Automatgetriebe mit Tippschaltung und adaptiven Schaltstrategien Konventionelle Automatgetriebe mit Wandler, Überbrückungskupplung, 5 Gängen und elektrohydraulischer Schaltung in Serie Entwicklung alternativer Triebstrangkonzepte wird wieder forciert: Elektro- und Hybridantriebe

1996

1998 1998

1999

1999 2000 2001 2002 2003 2003 2005 2006

Fendt Vario hydrostatisches leistungsverzweigtes Stufenlosgetriebe mit 2 Fahrbereichen für Traktoren Getrag automatisiertes 6-GangPkw-Getriebe in Gruppenbauweise für Smart-Kleinwagen ZF AS-Tronic vollautomatisiertes Nkw-Getriebe mit 12 oder 16 Gängen in 2-Vorgelegewellenbauweise Audi Multitronic Stufenlosgetriebe in Großserie. Zuggliederkette und nasse Anfahrkupplung VW 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe für Frontquereinbau Toyota bringt mit dem Prius 1 den Hybridantrieb in Großserie ZF 6-Gang-Pkw-Automatgetriebe für Standardantrieb Aisin 6-Gang-Pkw-Automatgetriebe für Frontquereinbau VW Doppelkupplungsgetriebe mit 6 Gängen für Frontquereinbau Mercedes-Benz 7-Gang-PkwAutomatgetriebe für Standardantrieb Getrag automatisiertes 7-GangHandschaltgetriebe für BMW M5 Aisin 8-Gang-Pkw-Automatgetriebe für Standardantrieb

Mit der Erfindung der Dampfmaschine kam bald der Wunsch auf, die vorhandene Maschinenkraft an den Einsatz anzupassen. Die ersten Dampfwagen wurden über Schaltwerke angetrieben, Abb. 1.9. Das Überwinden von Steigungen erfordert größere Übersetzungen als das Fahren in der Ebene. James Watt lässt sich 1784 die heute noch übliche Klauenschaltung mit ständig im Eingriff befindlichen Rädern, Abb. 1.12, patentieren. Das Wechselgetriebe war geboren. Der eigentliche Straßenfahrzeugbau beginnt erst mehrere Jahrzehnte später. Die Dampfwagenbauer Evans und Trevithick, 1801, lösen das Problem der Drehmomentanpassung aber noch durch Auswechseln eines Radpaars. In den Anfang des 19. Jh. fallen bereits eine Reihe wichtiger Erfindungen, Abb. 1.12. Griffith veröffentlicht 1821 die Schieberad-Schaltung, die als preiswerte Lösung bis ins 20. Jh. hinein vielfach Verwendung fand. Pecqueur gelingt es 1827, die unterschiedlichen Raddrehzahlen bei Kurvenfahrt über ein Differential auszugleichen.

1.2 Geschichte der Fahrzeuggetriebe

Abb. 1.12. Frühe Bauelemente und Getriebe für Fahrzeuge

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1 Einführung

Abb. 1.13. Fahrzeuggetriebe aus der Anfangszeit des Automobils

Bodmer entwirft 1834 ein teilweise lastschaltbares Planetengetriebe. Die Übersetzungsänderung erfolgt durch Auskuppeln der Schaltklauen und Festziehen eines Bremsbands. Im Rahmen eines Gesamtpatents über ein Fahrzeug mit Kolbenmotor ließ sich Selden 1879 ein Schieberadgetriebe mit Kupplung und Rückwärtsgang patentieren. Auffallend ist, dass man sich um die Jahrhundertwende bereits intensiv mit dem für Verbrennungsmotoren idealen – dem stufenlosen – Getriebe beschäftigt. Neben elektrischen sowie mechanischen werden dabei auch hydrostatische und sogar pneumatische Lösungen angedacht, Tabelle 1.4. Sie konnten sich aber wegen zu geringer übertragbarer Leistung oder wegen ihrer mechanischen Komplexität nicht durchsetzen. Der 1905 für Schiffsantriebe erfundene hydrodynamische Föttinger-Wandler, Tabelle 1.6, findet allerdings erst um 1925 für KfzAntriebsstränge Beachtung. Eine wichtige Weiterentwicklung stellt der direkte Gang dar. Benz erschuf damit das bis heute noch gültige klassische Vorgelegegetriebe mit koaxialem Anund Abtrieb. Im vorbildlichen Antriebsstrang des Peugeot von 1890 ist er noch nicht enthalten, Abb. 1.13. Diese Bauart des Vorgelegegetriebes mit direktem Gang und mit vier Vorwärtsgängen bewährte sich. Die Grundprobleme des gestuften Gangwechsels waren gelöst. Etwa um 1920 beginnt eine Weiterentwicklungsphase. Der Komfort soll erhöht werden. Erleichterung des Schaltvorgangs und Verringerung des Geräuschs durch geschliffene und/oder schrägverzahnte Stirnräder oder durch Senken der Motordrehzahl sind jetzt vorrangige Entwicklungsziele. Ein weiterer wichtiger Entwicklungsgedanke ist das Einheitsgetriebe, das ab 1925 für Nkw auf den Markt kommt. Dabei ermöglichen baugleiche oder nur in ihren Übersetzungen und Anschlüssen variierte Getriebe eine rationelle und kostengünstige Fertigung. Das Getriebe hat Schieberäder. Die ersten Schalterleichterungen datieren aus dem Jahr 1915. Das ZF-SodenGetriebe sah Dauereingriffsräder, Vorwählschaltung und Synchronisierungshilfen vor. Dieses Getriebe konnte man mit Vorwahl schalten: Der Fahrer stellt einen Knopf am Lenkrad auf den gewünschten Gang und tritt das Pedal durch. Die Kupplung wird ausgekuppelt. Beim Loslassen des Schaltpedals schnappt der

1.2 Geschichte der Fahrzeuggetriebe

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vorgewählte Gang selbständig ein. Der Vorteil des nahezu kraftfreien Schaltens konnte die Nachteile, wie schwieriges Einstellen der Seilzüge und den komplexen Getriebeaufbau, nicht wettmachen. Bei einem Getriebe von General Motors erfolgte der Schaltvorgang und die anschließende Leistungsübertragung über Klauen, die zur Drehzahlangleichung von Welle und Zahnrad eine Konus-Synchronisierung besaßen. Karl Maybach gelang es 1928 mit seinem Zusatz-Schnellgang-Getriebe (heute: Overdrive) und schrägverzahnten geschliffenen Rädern, die Laufruhe der Fahrzeuge durch Verringerung der Verzahnungsfehler und der Motordrehzahl erheblich zu verbessern. Zur gleichen Zeit entstand das laufruhige 4-Gang-ZF-Aphon-Getriebe, dessen obere drei Gänge über Lamellen synchronisiert wurden. Beim ZFAllsynchron-Getriebe für Pkw (1934) waren bereits alle Vorwärtsgänge mit Konus-Synchronisierungen ausgestattet. Die letzten augenfälligen Änderungen in ihrer Bauform bei unveränderter Bauart erfuhren die mechanischen Pkw-Getriebe nach dem 2. Weltkrieg, als verstärkt Kfz zunächst mit Heckantrieb, später mit quergestelltem Motor und Frontantrieb auf den Markt kamen. Eine Entwicklung, die inzwischen auch bei Wagengrößen bis hin zur gehobenen Mittelklasse Eingang gefunden hat. Aus Platzgründen wurde bei dieser Bauweise der direkte Gang und die koaxiale Bauweise aufgegeben und Motor, Getriebe und Differential zu einem Block zusammengefasst. Ab etwa 1978 setzten sich für Pkw aus Gründen der Kraftstoffersparnis 5-GangStufengetriebe mit vergrößerter Spreizung und feinerer Übersetzungsstufung durch. Etwa 10 Jahre später werden in Sportfahrzeugen mit Längsmotor und Hinterradantrieb auch 6-Gang-Handschaltgetriebe eingesetzt. Vor allem in Europa gewinnen zu dieser Zeit Dieselmotoren in Pkw immer mehr an Bedeutung. Ihr Image wandelt sich vom „Taxi-Dauerläufer“ zur fahraktiven, drehmomentstarken Antriebseinheit. Die fehlende Drehzahlspreizung kann das Getriebe durch mehr Gänge kompensieren. Ab 1999 setzt VW bei Pkw mit starken Dieselmotoren 6-Gang-Handschaltgetriebe bei Frontquereinbau ein. 2005 sind 6 Gänge bei PkwHandschaltgetrieben weit verbreitet. Bedienungserleichterungen bis hin zum automatischen Schalten sind eine eigene wichtige Entwicklungslinie. Die Firma Fichtel & Sachs lieferte ab etwa 1956 für DKW (heute Audi) eine elektrisch gesteuerte, halbautomatische Kupplung, den SAXOMAT. Das System besteht aus einer Anfahr-Fliehkraft-Kupplung und einer mit Unterdruck betätigten Schaltkupplung. Bei Berührung des Schalthebels wird über eine unterdruckgesteuerte Servoeinrichtung die Schaltkupplung geöffnet. Nach dem Loslassen des Schalthebels wird der Servoeinrichtung über eine Düse langsam Luft zugeführt und somit eingekuppelt. Gas geben beschleunigt die Luftzufuhr bzw. das Einkuppeln. Der Fahrkomfort wurde gegenüber einem Fahrzeug mit fußbetätigter Kupplung wesentlich erhöht. 1967 stellt VW ein teilautomatisiertes dreigängiges Wandlerschaltkupplungsgetriebe für Pkw vor. Ab etwa 1995 wurde eine erste Generation von automatisierten Handschaltgetrieben bei Pkw und den verwandten leichten Nkw kleiner 3,5 t eingeführt. Sie basierten auf „Add-On“-Konzepten, d.h. Anbau von automatisierten Stellgliedern für Kupplung und Schaltung auf bestehende Seriengetriebe. Abbildung 1.11e zeigt eine solche „Add-On“-Version am Beispiel des damals in den Ford Transit eingebauten MT75

18

1 Einführung

5-Gang-Getriebes. Auch bei der zweiten Generation der AMT wurde das Grundkonzept des „Add-On“ der Stellglieder beibehalten. In der dritten Generation ab etwa 2008 werden die Peripherieteile integriert. Schon 1925 entwarf H. Rieseler ein Automatgetriebe, bestehend aus hydrodynamischem Wandler und nachgeschaltetem Planeten-Stufen-Getriebe. Er konstruierte damit ein Getriebe, dessen wesentliche Teile, Wandler mit über Kupplungen und Bremsen geschaltetem Planetengetriebe, heute typisch für jedes automatische Getriebe sind. Rieseler hatte damit eine herausragende Leistung geboten, deren Vorzüge nachfolgende Konstrukteure noch nicht erkannten. Sie suchten in der Folgezeit immer wieder nur, die mechanischen Kupplungen durch eine Strömungskupplung zu ersetzen. Die konventionellen Automatgetriebe, bestehend aus hydrodynamischem Wandler (z.T. auch Kupplung), 3-bis 4-stufigem Planetenradsatz und hydraulischer Steuerung, begannen sich ab 1939 durchzusetzen. Die dafür notwendige Fertigungstechnologie wurde in den USA entwickelt. Das erste Seriengetriebe dieser Art war das Hydramatic von General Motors. In den USA verbreiteten sich diese Getriebe nach dem 2. Weltkrieg rasch. Sie erreichen Marktanteile um 85 %. In Europa erreichen konventionelle Automatgetriebe bei Pkw hingegen nur einen Marktanteil von ca. 13 %. 1953 entwickelte Borgward das erste in Deutschland konstruierte automatische Getriebe. Es besaß ein lastschaltbares Vorgelegegetriebe mit vorgeschaltetem, nur zum Anfahren genutztem, Wandler. 1961 zogen Daimler-Benz und 1965 die ZF mit eigenen Konstruktionen nach. Dabei zeigte Daimler-Benz noch das alte, dem Hydramatic-Getriebe ähnliche Konzept mit Planetengetriebe und vorgeschalteter Strömungskupplung. Im Zuge der Kraftstoffeinsparung wurden diese Automatgetriebe ständig weiterentwickelt. Die schlupfgeregelte Wandlerüberbrückungskupplung sowie Getriebe bis zu 8 Gänge zur Vergrößerung der Spreizung und zur besseren Übersetzungsanpassung wurden Standard. Mit der Konkurrenz der Doppelkupplungsgetriebe wird ab etwa 2003 bei konventionellen Automatgetrieben noch mehr Augenmerk auf Spontaneität, Dynamik und Kraftstoffverbrauch gelegt und damit weiteres Potenzial erschlossen. Die vor 2010 in Serie gehenden Doppelkupplungsgetriebe bewegen sich überwiegend im Drehmomentbereich größer 300 Nm und haben nasslaufende Kupplungen. Bei Getrieben unter 300 Nm sind trockene Doppelkupplungen in der Entwicklung. Das Stufenlosgetriebe tauchte 50 Jahre nach den ersten Entwicklungen wieder auf. Die Variomatic von van Doorne wurde 1950 entwickelt und war 1958 das erste in größerer Serie gebaute Stufenlosgetriebe. Übertragungsglieder waren Gummikeilriemen und durch axiale Verschiebung im Durchmesser verstellbare Keilriemenscheiben. Bei der Variomatic bewerkstelligten Fliehgewichte und eine unterdruckbeaufschlagte Membran diese Verstellung der Scheiben. Abtriebsseitig wird der Anpressdruck von einer Feder erzeugt. Auf ein Differential kann bei dieser Bauweise mit zwei parallel angeordneten Riemen verzichtet werden. Die Drehzahldifferenz wird durch den Riemenschlupf ausgeglichen. Die Gummikeilriemen erlaubten nur eine beschränkte Leistung. Das zulässige Antriebsmoment lag um 100 Nm. Das Getriebe war also nur für Kleinwagen geeignet. Van Doorne hatte dann den Erfindungsgedanken eines „Stahlkeilriemens“. Die Schubgliederkette besteht aus einem aus dünnen Bändern zusammengesetzten

1.2 Geschichte der Fahrzeuggetriebe

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Stahlband, auf das die Schubglieder aufgeschoben werden, die mit den Keilriemenscheiben in Verbindung stehen. Dieses in den Jahren ab 1970 entwickelte Getriebe war um 1975 fahrbereit und ging um 1987 in Serie. Als Stufenlosgetriebe mit Zuggliederkette und nasser Anfahrkupplung geht die Audi Multitronic 1999 in Serie. Das Getriebe bedient die Mittelklasse bis 350 Nm Motordrehmoment. Während die stufenlosen Pkw-Getriebe in Japan bei Kleinwagen einen beachtlichen Marktanteil belegen, scheinen sie vor allem in Europa die in sie gesetzten Erwartungen nicht zu erfüllen. Bei Kleinwagen sprechen vor allem Gewicht und Kosten gegen die Stufenlosgetriebe. So scheinen sich in Europa im unteren Fahrzeugsegment die automatisierten Schaltgetriebe durchzusetzen. Bei den Nkw unterschieden sich die Getriebe vom Pkw-Getriebe bis zum 2. Weltkrieg im Wesentlichen nur in der Dimensionierung. Danach änderte sich dies grundlegend. Erhöhte Nutzlast, durch Entwicklung tragfähigerer Reifen, Wandlung des Lkw vom Nahbereich- zum Fernverkehrsmittel, ausgebautes Autobahnnetz etc. bedingten größere Übersetzungsbereiche (d.h. größere Spreizung) und damit mehr Gangstufen. Bei den mechanischen Stufengetrieben für Nkw waren die Entwicklungsziele zunächst geringes Gewicht (= Nutzlastgewinn), Verringerung des Geräuschs und Erhöhung des Schaltkomforts durch Einführung von Synchronisierungen. Eine besondere Forderung sind hohe Lebensdauern von bis zu 1 Mio. km. Zunächst reichten 5 bis 6 Gänge aus, wobei allerdings schon Vorschalt-Splitgruppen eine feinere Aufteilung der Spreizung ermöglichten. Das 6-Gang- wurde zum 12-GangGetriebe. Die Erhöhung der spezifischen Leistung (kW/t) bei Nkw führte dann zur Forderung einer vergrößerten Spreizung. Getriebe mit 9 und mehr Gängen wurden entwickelt. Um ein verbrauchs- oder alternativ ein leistungsorientiertes Fahren zu ermöglichen, haben sich dann Anfang der 1970er Jahre für schwere Lkw Getriebe mit 12 bis 16 Gängen durchgesetzt. Derartige Getriebe werden in Gruppenbauweise ausgeführt, siehe Kapitel 6. Die Synchronisierung von Nkw-Getrieben hat sich wegen Lebensdauer- und Kostenproblemen zunächst nicht so durchgesetzt wie bei Pkw-Getrieben. Während es bei Pkw schon vor dem zweiten Weltkrieg vollsynchronisierte Getriebe gab, kam erst 1957 mit dem ZF S 6-55 das erste vollsynchronisierte Nkw-Getriebe auf den Markt. Zur Schalterleichterung wurden aber insbesondere in Europa mehr und mehr Nkw-Getriebe mit Synchronisierungen ausgerüstet. Auch andere Wege der Schalterleichterung wurden beschritten. Von den Firmen Faun und Siemens wurde ab 1954 die SYMO-Schaltung entwickelt. Bei dieser Synchronisierung mittels Motor wird der Gang, von einer Elektronik gesteuert, genau dann eingerückt, wenn Gleichlauf am zu betätigenden Schaltelement vorliegt. Die Elektronik übernimmt auch Gas geben bzw. Gas wegnehmen beim Schalten. In kritischen Situationen, z.B. im Gefälle oder am Berg, kann es vorkommen, dass die Drehzahlangleichung durch den Motor allein nicht ausreicht oder durch den Ausfall der Elektronik nicht durchführbar wird. Da diese für Fahrer, Fahrzeug und Fracht gefährliche Situation nie ganz ausgeschlossen werden konnte, gelangte das System nicht in Serie. Um 1970 wurde versucht, durch die Entwicklung von Wandlerschaltkupplungsgetrieben eine Teilautomatisierung von Nkw-Getrieben zu erreichen, Abb. 1.11d. Die Kombination eines Wandlers mit einer konventionellen

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1 Einführung

Trennkupplung und einem 6- bis 16-Gang-Getriebe erleichterte das Anfahren schwerer Züge. Der Wandler erhöht die Spreizung. Getriebe dieser Art sind zwar im Einsatz, sie haben sich aber bei einem Marktanteil von 1 bis 2 % nicht durchgesetzt. Die Gründe liegen vor allem in ihrem durch die Komplexität bedingten Preis sowie in der Tatsache eines erhöhten Kraftstoffverbrauchs. Ab etwa 1985 kommen teilautomatisierte Getriebebauarten auf den Markt der Nkw-Getriebe. Vertreter sind Systeme wie beispielsweise die AVS (Automatische Vorwahlschaltung) von ZF oder die EPS (Elektronisch-pneumatische Schaltung) von Mercedes-Benz. Seit etwa 2000 haben sich im Segment der schweren Nutzfahrzeuge in Europa die vollautomatisierten Schaltgetriebe durchgesetzt. Bei ihnen ist sowohl der Anfahrvorgang als auch der Gangwechsel komplett automatisiert. Wie bei den automatisierten Getrieben von Pkw, geht auch bei Nkw der Weg von „Add-On“-Lösungen hin zur Integration der Peripherieteile ins Getriebe. Automatgetriebe haben sich für Lkw bisher nicht durchgesetzt. Dies hängt mit Fragen der Wirtschaftlichkeit und der Zuverlässigkeit zusammen. Beim Export von Nkw in Entwicklungsländer wird auf einfache und sichere Wartbarkeit Wert gelegt. Bei Stadtbussen gehören Automatgetriebe jedoch zur Standardausrüstung, Abb. 1.11g. Eine 1971 erste serienreif entwickelte Version eines stufenlosen hydrostatischen Verzweigungsgetriebes (über einen Planetenradsatz) für StadtVerteilerfahrzeuge, der Responder der Fa. Sundstrand, hat sich allerdings nicht durchgesetzt. Die Serienfertigung ist wieder eingestellt worden. Auch spätere Versuche bei Stadtbussen, hydrostatische Einheiten mit mechanischer Leistungsverzweigung über Planetengetriebe einzusetzen, hatten keinen Erfolg. Stattdessen haben leistungsverzweigte hydrostatische Stufenlosgetriebe ab etwa 1996 Serienverbreitung in Traktoren verschiedener Hersteller gefunden. Insbesondere für Stadtbusse wird in Verbindung mit Brennstoffzellen intensiv an elektrischen Antrieben gearbeitet. 1.2.4 Entwicklung von Verzahnungen und anderen Getriebebauelementen Die Bauteile von Fahrzeuggetrieben unterliegen selbst wieder einer Evolution. Die Entwicklung von Bauteilen wie Zahnräder, Wellen, Lager, Synchronisierungen oder Kupplungen und auch die elektronischer Steuerungen sollen hier betrachtet werden, Tabelle 1.5. Das wichtigste Bauteil ist das Zahnrad. Ein geschichtlicher Nachweis über die Verwendung der ersten Zahnräder ist kaum möglich. Zahnradantriebe wurden aber schon frühzeitig zur Steigerung der menschlichen oder tierischen Antriebskraft oder zur Ausnutzung von Wasser- oder Windkraft angewandt. Man darf annehmen, dass die Verwendung von hölzernen Zahnrädern bei gekreuzten Achsen, wie die Göpelwerke zur Wasserversorgung in Ägypten heute noch zeigen, zu den frühesten Formen der Anwendung des Zahnrads zählen, Abb. 1.10. Von diesen abgeleitet sind Mühlenantriebe und hintereinander geschaltete Rädertriebe zur Erzielung größerer Übersetzungen in den verschiedensten Formen durch zeitgenössische Zeichnungen festgehalten. Besonders der Mühlen- und der Berg-

1.2 Geschichte der Fahrzeuggetriebe

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werksbau haben die Anwendung leistungsübertragender Zahnräder befruchtet. Leonardo da Vinci, der geniale Künstler und Erfinder, hat schon im 15. Jh. die Grundlagen für die heutigen Maschinenelemente geschaffen. Mit de la Hire begann Ende des 17. Jh. die wissenschaftliche Verzahnungslehre. Euler, Willis und Reuleaux setzten dieses Werk fort. Das von Saalschütz 1870 endgültig ausformulierte Verzahnungsgesetz lautet: Die Gleichförmigkeit der Bewegungsübertragung zwischen zwei kämmenden Zahnrädern ist gewährleistet, wenn die gemeinsame Normale der beiden Zahnkurven in jedem beliebigen Berührungspunkt der Flanken durch den Wälzpunkt C geht. Die Schaffung theoretisch richtiger Flankenformen auf mathematisch-zeichnerischem Wege war die Voraussetzung der maschinellen Verzahnungstechnik. Für die industrielle Zahnradherstellung war die Entwicklung der Wälzverfahren bahnbrechend, Tabelle 1.5. Waren früher die Triebstock- und die Zykloidenverzahnung die wichtigsten Zahnformen, so ist es heute die Evolvente. Sie ist wegen ihres geradflankigen Werkzeugs, das auf dem Grundkreis abrollt, genau herzustellen und zu vermessen. Darüber hinaus hat sie die Eigenschaft, gegenüber Achsabstandsänderungen unempfindlich zu sein. Seit 1980 zeichnen sich neue Möglichkeiten der Verzahnungsherstellung ab. Mit numerisch gesteuerten Verzahnungsmaschinen werden die zur Erzeugung der Zahnform notwendigen Dreh- und Längsbewegungen elektronisch gesteuert und synchronisiert. Damit lassen sich für Sonderzwecke, z.B. für geräuscharme Zahnradpumpen, beliebige Zahnformen erzeugen, die aber dem Verzahnungsgesetz genügen. Als Zahnradwerkstoffe fanden anfangs Vergütungsstähle Verwendung. Die Leistungssteigerung bei gleichzeitiger Gewichtsminimierung machte bald einsatzgehärtete Stähle erforderlich. Um die wegen der Geräuscharmut notwendige Qualität zu erreichen, müssen die Zahnräder nach dem Fräsen geschabt oder nach dem Härten geschliffen werden. Aktuelle Methoden der Hartbearbeitung werden in Kapitel 16 beschrieben. Tabelle 1.5. Zeittafel Entwicklung von Verzahnungen und anderen Getriebebauelementen 2000– Stirnräder mit Triebstockver1000 zahnung, Schneckenräder, v. Chr. Transport schwerer Lasten auf Rollen 230 Philon v. Alexandria v. Chr. Vielhebelrad mit Zahnstange 100 Sonnen- und Planetenräder im v. Chr. Astrolabium von Antikythera 1300 Giovanni da Dondi Astronomische Uhr mit Innenverzahnung und elliptischen Zahnrädern 15. Jh. Idee der Schrägverzahnung, Kettenräder für Gliederketten

15. Jh. Leonardo da Vinci „Buch der Bewegung“, „Buch von der Schwere“, „Buch vom Kraftmoment“, Prinzip der virtuellen Geschwindigkeiten, Prinzip der unabhängigen Überlagerung von Bewegungen, Prinzip des potenziellen Hebels 15. Jh. Zahnräder für Bewegungsübertragung in Windmühlen 1639 Désargues Zykloidisch profilierte Zahnräder

22

1 Einführung

Tabelle 1.5. (Fortsetzung) 1694

1733 1754 1765 1780 1820 1820 1850

1856 1857 1865 1869 1872 1876 1881 1882 1883 1885 1887 1890 1895

De La Hire Begründer der wissenschaftlichen Verzahnungslehre, Punktverzahnung: Zähne gepaart mit Punkten oder Zapfen, Wälzkreise Camus Paarverzahnung, Zähne gepaart mit Zähnen, Zykloidenverzahnung Euler Evolventen-Verzahnung Euler Krümmungsmittelpunkte Wasborough/Pickard Schubkurbelgetriebe Axial-Kugellager mit Käfig als Lager für Möbelrollen Tredgold Begründung der Zahnradberechnung auf Festigkeit Willis Zahnradsystematik: Modul: Kombinierbarkeit jeglicher Zahnräder gleichen Moduls Schiele Wälzfräsverfahren durch Einfügen von Teilrädern anwendbar Anwendung und Verbreitung von Wälzlagern im Fahrradbau. Erstes patentiertes Konuslager Reuleaux Beschreibung des Verfahrens der „allgemeinen Verzahnung“ Surirey Kugellager Wagen-Thorn Wälzhobelverfahren Reuleaux Eingriffslinie Hertz Theorie der Berührung und Pressung fester elastischer Körper: Hertzsche Pressung Bilgram Erfindung der Kegelradherstellung Petroff/Tower/Reynolds Hydrodynamische Schmierfilmtheorie in Gleitlagern Marcus Konuskupplung für Kraftfahrzeuge, Abb. 1.12 Grant Wälzhobelverfahren für Schrägverzahnungen Sachs Patent auf PräzisionsFahrradnabe Maybach Kulissenschaltung für Fahrzeuggetriebe; Zusammen-

fassung der Gänge in „Gassen“ Pfauter Universelle Räderfräsmaschine für Stirn-, Schneckenund Schraubenräder 1902 Stribeck Arbeiten über die wesentlichen Eigenschaften von Gleit- und Rollenlagern 1903 Erste Rillenkugellager 1907 SKF Pendelkugellager 1908 Norma Erstes brauchbares Zylinderrollenlager 1912 Humphrie Synchronisierung zur Erleichterung des Gangwechsels 1915 Maag Zahnradschleifen 1916 v. Soden Patentanmeldung einer Synchronisierungshilfe 1925 Gleason Hypoid-Verzahnung 1927 ZF Schrägschleifen 1930 Palmgren Berechnungsverfahren für Wälzlager, das auf dem Begriff der Lebensdauer beruht 1934 Festlegung von Modulreihen 1938 ZF Einführung einer Sperrsynchronisierung 1938 Simmer Patent für Radialwellendichtring 1956 Fichtel & Sachs Saxomat Elektrisch gesteuerte halbautomatische Kupplung kombiniert aus Fliehkraftanfahrkupplung und mit Unterdruck betätigter Schaltkupplung 1955 Novikov Kreisbogen-Verzahnung für ungehärtete Stirnräder 1982 Getriebesteuerung von Automatgetrieben mit Mikroprozessor 1983 Freie Zahnformen nach dem Verzahnungsgesetz durch numerisch gesteuerte Verzahnungsmaschinen 1997 Mercedes-Benz & Siemens fassen beim Automatgetriebe W5A 180 elektronische Getriebesteuerung, Aktuatorik, Sensorik und Hydraulik zu einer Mechatronik zusammen und bringen sie innerhalb des Getriebes unter >2000 System- und Informationsvernetzung der Komponenten von Fahrzeugen 1897

1.2 Geschichte der Fahrzeuggetriebe

23

Andere wichtige Bauelemente von Getrieben wie Wälzlager, Kupplungen oder Synchronisierungen wurden dann in der zweiten Hälfte des 19. und zu Beginn des 20. Jh. entwickelt. Seit etwa 1995 spielen sich wesentliche Innovationen bei Fahrzeuggetrieben auf dem sehr dynamischen Feld der Elektronik, Software, der Funktionsentwicklung sowie der System- und Informationsvernetzung ab. Abschließend sei festgestellt, dass das Zahnradgetriebe als Drehmoment- und Drehzahlwandler die größte Leistungsdichte gegenüber anderen Wandlern, wie Riemen- oder Kettentrieb, hydrodynamischem oder hydrostatischem Getriebe oder dem Elektromotor, aufweist. 1.2.5 Entwicklung hydrodynamischer Wandler und Kupplungen Die Entwicklung der automatischen Getriebe vollzog sich anfangs in seinen Bauteilen sehr schleppend, ging dann aber in seiner Gesamtheit in Anbetracht seiner Kompliziertheit sehr rasch vor sich. Den Grundstein legte H. Föttinger, als er 1905 einen hydrodynamischen Wandler und einige Zeit später eine hydrodynamische Kupplung zum Patent anmeldete. Föttinger hatte diesen Wandler für den Einsatz auf Schiffen konstruiert und niemals an einen Einbau im Automobil gedacht. Die Entwicklung des hydrodynamischen Wandlers ist ein gutes Beispiel für die systematische Entwicklung eines Getriebebauteils, Tabelle 1.6 und Kapitel 10. Als Elektroingenieur hat Föttinger die Möglichkeiten der Kombination aus hydrodynamischer Kraftmaschine (Pumpe) und Arbeitsmaschine (Turbine) erkannt und zunächst theoretisch entwickelt. So dauerte es fast zwei Jahrzehnte, bis erstmals versucht wurde, FöttingerWandler und -Kupplungen für ein Fahrzeuggetriebe zu verwenden. Der TrilokWandler von Spannhake, Kluge und van Santen vereinigt den Wandler mit seinem schlechteren Wirkungsgrad mit der wirkungsgrad-besseren Kupplung. Durch die Lagerung des Leitrads mittels eines Freilaufs im Gehäuse läuft bei Wegfall des Reaktionsmoments, also genau dann, wenn das Abtriebsmoment unter das Antriebsmoment sinkt, das Leitrad frei mit. Der Wandler wird zur Kupplung und kann damit den hohen Wirkungsgrad der Strömungskupplung im hohen Drehzahlbereich ausnutzen. Diese Kombination hat sich in den konventionellen Automatgetrieben seit langem weltweit durchgesetzt. Rieseler erkannte 1925 das Potential des Wandlers als Anfahr- und begrenztes Wandlungsorgan automatischer Getriebe für Fahrzeuge. In den USA wurde kurz vor dem zweiten Weltkrieg die Technologie zur Großserienfertigung von hydrodynamischen Kupplungen und Drehmomentwandlern entwickelt. Um den zur Leistungsübertragung notwendigen Schlupf der Trilok-Wandler auszuschalten, werden Pumpe und Turbinenrad in den Hauptfahrbereichen mit einer Überbrückungskupplung ausgeführt. Diese ist seit etwa 1994 schlupfgeregelt und ermöglicht so auch in den unteren Gängen und bei niederen Motordrehzahlen, den Wandler zu überbrücken. Entwicklungen wie der Turbinentorsionsdämpferoder der ZDW-(Zweidämpfer-)Wandler haben die Filterung der Motoranregung weiter verbessert.

24

1 Einführung

Tabelle 1.6. Zeittafel der Entwicklung hydrodynamischer Wandler, Kupplungen und deren Anwendung in konventionellen Automatgetrieben 1900

1902

1905

1910 1917

1925

1928

1939

Dampfturbine beginnt Dampfmaschine abzulösen. Für Schiffsantriebe wird zwischen Turbine und Propeller ein umsteuerbares Untersetzungsgetriebe ca. 1:4 für mehrere 1000 PS Leistung benötigt Föttinger erhält von der Stettiner „VULCAN“-Werft, bei der er beschäftigt ist, den Auftrag, dieses Problem zu studieren: die größten Zahnradgetriebe leisten nur 400 PS Am 24.6. Patentschrift Föttingers mit dem Kerngedanken: hydrodynamische Kraftübertragung. Zur Verringerung der Verluste Integration von Pumpe und Turbine: DRP Nr. 221422 DRP Nr. 238804 auf hydrodynamische Kupplung = Wandler ohne Leitrad Zahnradgetriebe holen auf und verdrängen Wandler in der Schifffahrt. Bedeutung der hydrodynamischen Kupplung nimmt aber weiter zu Rieseler, ein Mitarbeiter von Föttinger, baut und erprobt ein automatisches Pkw-Getriebe mit hydrodynamischem Wandler und Planetenräderteil Die TRILOK-Arbeitsgemeinschaft in Karlsruhe (Spannhake, ein früherer Mitarbeiter Föttingers, Kluge und van Sanden) entwikkeln den Trilok-Wandler: In einem einzigen Strömungskreislauf laufen beide Phasen, zunächst die Moment- (ηmax = 0,8 ... 0,9) und dann die Kupplungsphase (ηmax = 0,98) nacheinander ab General Motors entwickelt das

1948 1955

1961

1965

1965

1980 1994

1996 2006

erste in Serie (10 Mio. Stück) gebaute vollautomatische Automobilgetriebe: das Hydramatic mit hydrodynamischer Anfahrkupplung Dynaflow-Getriebe von GMC mit vierphasigem hydrodynamischem Wandler Borgward baut das erste automatische Seriengetriebe in Deutschland mit hydrodynamischem Wandler und nachgeschaltetem 2-GangGetriebe Erste Daimler-Benz-Eigenentwicklung: hydrodynamische Kupplung mit nachgeschaltetem Viergang-2-Gruppen-Planetengetriebe 3 HP 12 der Zahnradfabrik Friedrichshafen AG: TrilokBlechwandler mit nachgeschaltetem 3-Gang-RavigneauxPlanetenradsatz Trilok-Wandler mit Überbrükkungskupplung für NutzfahrzeugWandlerschaltkupplungsgetriebe. Pumpe in Guss-, Turbine in Blechausführung Trilok-Wandler mit Überbrükkungskupplung für Pkw-Automatgetriebe ZF Schlupfgeregelte Wandlerüberbrückungskupplung (GWK) im Pkw-Getriebe 5 HP 30, Überbrückung auch in den unteren Gängen LuK Turbinentorsionsdämpfer, Schließen der Wandlerkupplung bei niederen Motordrehzahlen ZF-Sachs ZweimassendämpferWandler (ZDW) zur breitbandigen Filterung der Motoranregung

1.2 Geschichte der Fahrzeuggetriebe

25

1.2.6 Erforschung von Phänomenen: Getriebeverluste und Wirkungsgrad Zur erfolgreichen und zuverlässigen Anwendung von Fahrzeuggetrieben bedarf es der Erforschung vielfältiger Phänomene. Hertzsche Pressung, Zahnfußfestigkeit, elastohydrodynamische Schmierung oder Betriebsfestigkeit sind nur einige Beispiele. Als Beispiel für die historische Entwicklung sei hier nur das Phänomen Reibung genannt. Bei einem Getriebe entsteht Wärme durch Reibung. Reibung tritt auf bei aufeinander abwälzenden oder gleitenden Zahnflanken und Lagerteilen, durch zirkulierendes, strömendes Öl und durch Schaltungen. Schon bald interessierte daher die Entstehung der Wärme im Getriebe. Die Bestimmung der Getriebeverluste – Verzahnungs-, Lager- und Planschverluste – nahm an Bedeutung zu. Die Frage nach dem Reibwert entlang der Eingriffsstrecke wurde aktuell. Für Energiesparmaßnahmen ist die Kenntnis des Getriebewirkungsgrads und seine Abhängigkeit von Konstruktion, Belastung und Drehzahl von Bedeutung. Tabelle 1.7 skizziert die Erforschung dieser Phänomene. Tabelle 1.7. Zeittafel zur Untersuchung der Phänomene bei Getriebeverlusten 1869 1883 1886 1911

1946

1954

Reuleaux Erste Rechenansätze zur Bestimmung der Reibleistungsverluste Ernst Verluste bei Stirnrädern und Schrauben ohne Ende Lewis Wirkungsgradmessung bei Schneckengetrieben Rickli/Grob Verlustmessung bei Getrieben mit einem Verspannungsprüfstand. Messwert ist unmittelbar der Verlust und nicht mehr die Ein- und Ausgangsleistung Hofer Durch Messungen abgestützte Näherungsformel für die Berechnung des Wirkungsgrads einer Zahnradstufe Niemann entwickelt eine Formel zur Berechnung des Wirkungsgrads P η =1− V P1 i ±1 7 i z1 Niemann, Ohlendorf Systematische Versuche und Berechnungsansätze zur Bestimη =1−

1960

1965

1967

1971 1972 1975

mung der Getriebeverluste. Verzahnungsverluste im Mischreibungsgebiet (Verlustleistung durch Festkörperreibung); Angaben über Plansch- und Lagerverluste Hill behandelt den Zusammenhang zwischen Verzahnungsgeometrie und Wirkungsgrad; er berechnet den Getriebewirkungsgrad bei konstantem mittlerem Reibwert Lechner Die Fresstragfähigkeit bei Stirnrädern aus Stahl. Erwärmung von Zahnrädern. Untersuchung des Phänomens des Fressverschleißes abhängig von Verzahnungsgeometrie und Betriebsbedingungen Duda Detaillierte Analyse der Einflüsse der Zahngeometrie auf den Wirkungsgrad Schouten Wälzgleitvorgang als elastohydrodynamisches Problem Rodermund Elastohydrodynamische Schmierung bei Evolventenzahnrädern. Verluste mit entlang der Eingriffsstrecke veränderlichem Reibwert

26

1 Einführung

Tabelle 1.7. (Fortsetzung) 1980 1982

1985

Lauster Untersuchungen und Berechnungen zum Wärmehaushalt mechanischer Schaltgetriebe Walter Untersuchungen zur Tauchschmierung von Stirnrädern bei Umfangsgeschwindigkeiten bis 60 m/s Funk Wärmeabfuhr bei Getrieben unter quasistatischen Betriebs-

1988 1990

Bedingungen Mauz Hydraulische Verluste von Stirnradgetrieben bei Umfangsgeschwindigkeiten bis 60 m/s Greiner Untersuchungen zur Schmierung und Kühlung einspritzgeschmierter Stirnradgetriebe

1.2.7 Zusammenfassender Überblick Die Entwicklung der Fahrzeuggetriebe lässt sich historisch gesehen in vier Abschnitte gliedern: Ca. 1784 bis 1884

Erkenntnis, dass die Drehmoment-/Drehzahlcharakteristik von Dampf- und Verbrennungskraftmaschinen in Fahrzeugen durch Getriebe an die Bedarfsleistung angepasst werden muss, um die maximale Leistung ausnützen zu können. Die ersten Lösungen waren Zahnradwechselgetriebe mit Schiebeoder Dauereingriffsrädern. Ca. 1884 bis 1914 Ringen um das richtige Prinzip der Drehmoment-/Drehzahlwandlung. Neben Zahnradgetrieben werden die verschiedensten Getriebebauarten versucht: Ketten-, Reibrad- und Riemengetriebe; hydraulische und sogar pneumatische Getriebe; Stufen- und besonders Stufenlosgetriebe werden erprobt. Dabei ist jeder Getriebeentwurf speziell auf ein bestimmtes Fahrzeug zugeschnitten. Ca. 1914 bis 1980 Zahnrad-Stufengetriebe setzen sich wegen ihrer hohen Leistungsdichte durch. Der Gedanke eines Einheitsgetriebes, das über Anpassungsentwicklung leicht für unterschiedliche Fahrzeuge verwendet werden kann, setzte sich durch. Sie werden in den folgenden Jahrzehnten bis heute hinsichtlich Lebensdauer, Zuverlässigkeit, Geräuscharmut und Schaltfreundlichkeit (Synchronisierungen, konventionelle Automatgetriebe, Schaltungen ohne Zugkraftunterbrechung, Teilautomatisierung mit elektronisch gesteuerten Schalthilfen) weiterentwickelt. Die Anzahl der Gänge und die Getriebespreizung nehmen laufend zu. Die Massenmotorisierung ist ein wesentlicher Treiber bei der Entwicklung von Bedienungserleichterungen für Pkw. Ca. 1980 bis heute Schwerpunkt der Weiterentwicklungen sind auf die Anwendung zugeschnittene, „individuelle“ Lösungen, siehe auch Kapitel 2.5 „Trends bei den Getriebebauarten“. Die Bauartenpalette der Getriebe ist stark aufgefächert. Bei Pkw-

1.2 Geschichte der Fahrzeuggetriebe

27

Getrieben konkurrieren alternative Getriebebauarten: Handschaltgetriebe, Automatisierte Schaltgetriebe, Doppelkupplungsgetriebe, Automatgetriebe, Stufenlosgetriebe und Hybridantriebe. Stufengetriebe haben 5–8 Gänge. Die Allradtechnik gewinnt an Bedeutung. Bei Nkw haben Stufengetriebe 6–16 Gänge und möglichst große Spreizungen. Im Segment der schweren Nutzfahrzeuge haben sich in Europa die Automatisierten Schaltgetriebe durchgesetzt. Damit erreichen auch Nkw einen hohen Bedienkomfort und sind von jedermann fahrbar. Wesentliche Innovationen bei Pkw- und Nkw-Getrieben laufen auf dem Feld der Elektronik, Software, der Funktionsentwicklung sowie der System- und Informationsvernetzung.

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

Kommunikation und Mobilität sind Voraussetzungen jeder menschlichen Gemeinschaftsbeziehung! /Walter Koch, 1980/

2.1 Grundlagen der Verkehrs- und Fahrzeugtechnik Die Verflechtungen zwischen Verkehr und Verkehrstechnik einerseits und Gesamtwirtschaft andererseits sind eng und fundamental. Verkehrsvorgänge haben eine volkswirtschaftliche Basisfunktion ähnlich der des Geldes, ohne die eine moderne arbeitsteilige Volkswirtschaft mit komplizierten Kreislaufvorgängen nicht funktionsfähig ist. Abbildung 2.1 zeigt als Beispiel für diesen Zusammenhang einen steten Anstieg der Verkehrsleistung im Güterverkehr sowohl absolut als auch auf den einzelnen Einwohner in Deutschland bezogen. Der Großteil dieses Güterverkehrs wird hierbei über den Straßenverkehr abgewickelt.

Abb. 2.1. Entwicklung der Verkehrsleistung im Güterverkehr und der Bevölkerungszahl in Deutschland, ab 1990 Gesamtdeutschland [2.5 2.14]

2.1 Grundlagen der Verkehrs- und Fahrzeugtechnik

29

Fahrzeuggetriebe sind als Teilsystem in das Transportsystem „Straßenverkehr“ eingebettet. Dieses ist gekennzeichnet durch die Einflussfaktoren: Mensch ⇔ Fahrzeug ⇔ Straße ⇔ Verkehrsaufkommen ⇔ Transportgüter Dabei ist ein Zielkonflikt zu beachten, Abb. 2.2. Will man die eigene Lebensqualität steigern, so ist dies nur anfänglich auch für die Lebensqualität der Gesellschaft positiv. Wenn jeder seine individuelle Lebensqualität rücksichtslos zu steigern versucht, wird die Lebensqualität seiner Gesellschaft, in der er lebt, darunter leiden. Dieser Zielkonflikt wird beim Problem Verkehr und Umwelt heute besonders deutlich. Zum Transportsystem Straßenverkehr schreibt H. J. Förster in [2.7]: „Da die Einzelkomponente MENSCH mit ihren Wünschen und Bedürfnissen alle anderen Komponenten an Bedeutung weit überwiegt, ist eine Systemoptimierung nicht unbedingt gleichzusetzen mit einer Optimierung der Transportleistung. Der am Verkehr aktiv teilnehmende Mensch erleidet gleichzeitig oder zu anderer Zeit diesen Verkehr auch passiv. Daher sollten die klassischen Maßstäbe für den Personenverkehr, wie Beförderungsleistung (Pkm), Reisekosten und Reisegeschwindigkeit, zu Nebenparametern gemacht werden. Komplexere menschliche Kriterien wie Annehmlichkeit der Reise, Befriedigung der Reisenden und besonders die Umweltbelastung sollten Priorität erlangen. Für den Güterverkehr bleiben jedoch die ökonomischen Größen wie Transportleistung (tkm), Transportkosten (Kosten/tkm) und Transportgeschwindigkeit (km/h) neben den Fragen der Umweltbelastung weiterhin vorrangig.“

Abb. 2.2. Zusammenhang zwischen der Lebensqualität einer Gesellschaft und der eines Individuums

30

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

2.1.1 Bedeutung des Kraftfahrzeugs in unserer mobilen Welt Mobilität ist ein uraltes Grundbedürfnis des Menschen. Bei der Auswahl der Transportarten lässt sich der Mensch von zwei Gesichtspunkten leiten. Zum einen ist die tatsächliche Befriedigung seiner objektiven Bedürfnisse wie Transportleistung, Zielreinheit oder Erreichbarkeit des Fahrtziels ausschlaggebend. Zum anderen spielt die Befriedigung seiner vermeintlichen, subjektiven Bedürfnisse wie Bequemlichkeit, Annehmlichkeit der Reise, Entscheidungsfreiheit für Art, Reiseziel und Reisezeitpunkt eine wichtige Rolle. Die individuelle Mobilität durch das Kraftfahrzeug ist auch ein Ausdruck unserer freiheitlichen Gesellschaftsordnung. Der Individualverkehr ist stochastisch; er ist nicht determinierbar und unterwirft sich keiner Planwirtschaft. Öffentliche Verkehrsmittel sind determinierbar. Ihr Einsatz kann geplant werden. Nach Helling [2.9] lassen sich für den Straßenverkehr Situationen und Entwicklungsziele skizzieren, wenn man ihn nach Abb. 2.3 als Black-Box betrachtet und Aufwand und Ergebnis einander gegenüberstellt. Diese vereinfachte Betrachtungsweise führt zu der Aufgabe, die als Ergebnis angestrebte Transportleistung einerseits mit geringen negativen Nebenwirkungen und andererseits mit geringem Aufwand an Ressourcen zu erzielen. Der Aufwand für die Herstellung von Kfz wird insofern als ambivalent bezeichnet, als er auch mit Wertschöpfung und Arbeitsplätzen verbunden ist, Abb. 2.4. Die volkswirtschaftliche Bedeutung der Kfz-Industrie ist enorm. Dies gilt sowohl für die Beschäftigung als auch für die Versorgung von Menschen. Im Jahr 2005 lebt beispielsweise jeder siebte Bürger in Deutschland vom Automobil! Die Fahrzeugindustrie ist in Deutschland zwölfmal umsatzstärker als die Werkzeugmaschinenindustrie.

Abb. 2.3. Aufwand und Ergebnis des Systems Straßenverkehr [2.9]

2.1 Grundlagen der Verkehrs- und Fahrzeugtechnik

31

Abb. 2.4. Aufteilung der von der Kraftverkehrswirtschaft abhängigen Arbeitsplätze in Deutschland

Eine Firma, die überwiegend Kraftfahrzeuge oder Produkte für die Kfz-Industrie herstellt, kann keine anderen Produkte mit gleichem Fertigungsvolumen finden, um ihre Arbeitsplätze auch nur annähernd zu sichern. Fahrzeuge haben eine große Bedeutung für den Menschen als Individuum erlangt. Sie sollen seine Lebensqualität verbessern. Alternativen für das Kfz sind nicht in Sicht! Der Trend zur Motorisierung, Abb. 2.5, ist trotz des drohenden Verkehrsinfarkts ungebrochen. Keines der vorhandenen Konkurrenzsysteme und keines der in Entwicklung befindlichen Alternativsysteme lässt erkennen, dass damit das Kfz in der vorhersehbaren Zukunft verdrängt werden kann.

Abb. 2.5. Zusammenhang Mobilität und Motorisierungsgrad der Bevölkerung [2.8]

32

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

Abb. 2.6. Einteilung der Straßen- und der Kraftfahrzeuge nach DIN 70010 [2.2]

Der wiederauflebende Pioniergeist der Eisenbahn mit Hochgeschwindigkeitszügen und Nkw-Huckepack-Verkehr für die Transitstrecken weist in die richtige Richtung. Das Kfz erfüllt aber bis auf weiteres nicht nur das menschliche Grundbedürfnis nach Mobilität, es ermöglicht auch Zielreinheit beim Transport von Menschen und Gütern. Sowohl im Personen- als auch im Güterverkehr besitzt das Kfz die dominierende Rolle. Die Arten verschiedener Fahrzeuge sind in Abb. 2.6 aufgeführt. Statistiken belegen, dass der Trend zum Kfz ungebrochen ist! Umweltschädigung und drohender Verkehrsinfarkt schrecken niemanden ab. Der Mobilitätswunsch überwiegt. Der Kfz-Bestand in der Welt hat sich von 1946 an jährlich um 10 % erhöht, Abb. 2.7.

Abb. 2.7. Entwicklung des Kraftfahrzeugbestands in der Welt [2.16]

2.1 Grundlagen der Verkehrs- und Fahrzeugtechnik

33

Abb. 2.8. Entwicklung der Kraftfahrzeuge insgesamt im Deutschen Reich und in der Bundesrepublik Deutschland [2.16]

Betrachtet man die Zeit von 1907 bis 1990 (Wiedervereinigung) für das Deutsche Reich und die BRD, so ergibt sich trotz des Einbruchs infolge der Weltkriege immer noch eine durchschnittliche jährliche Zuwachsrate von 9 %, Abb. 2.8. Im gleichen Zeitraum stieg der Motorisierungsgrad von 0,00044 auf 0,52345 Kfz je Einwohner. Damit besaß 1990 ungefähr jeder zweite Einwohner in den alten Bundesländern ein Kfz. Im Jahr 2004 beträgt der Motorisierungsgrad für Gesamtdeutschland 0,63008 Kfz je Einwohner bei einem Kraftfahrzeugbestand von 52 Mio. Kfz, Abb. 2.9.

Abb. 2.9. Entwicklung des Motorisierungsgrads im Deutschen Reich und in der Bundesrepublik Deutschland [2.16]

34

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

Selbst bei intensiver Förderung der Massenverkehrsmittel wird der Bedarf an Kraftfahrzeugen vor allem in den Ländern Osteuropas und in Asien voraussichtlich noch ansteigen, allerdings nicht in dem Maß wie bisher in den Industrieländern. Es ist daher wichtig, dass die dorthin zu exportierenden und die dort produzierten Fahrzeuge so ressourcenschonend und so effizient wie möglich sind. Die Prognose für das Transportsystem Straßenverkehr lautet daher: An der Bedeutung des Kfz wird sich – trotz einiger Verschiebungen innerhalb von Verkehrsteilbereichen – auch auf längere Sicht nichts ändern. Einerseits entspricht das Auto den Mobilitätsbedürfnissen im Personenverkehr und den Flexibilitätsanforderungen im Güterverkehr sehr gut. Andererseits lassen die Infrastruktur-Aufwendungen nur langsame und allmähliche Änderungen aufgrund der komplexen eingefahrenen Struktur der Verkehrssysteme zu [2.7]. 2.1.2 Entwicklungslinien der Verkehrstechnik Der Verkehr ist die Gesamtheit aller Vorgänge, die zur Raumüberwindung dienen. Er umfasst alle Ortsveränderungen von Personen, Gütern und Nachrichten. Das Umfeld des Produkts „Fahrzeuggetriebe“ wird vom Verkehr bestimmt. Man unterscheidet fünf Bereiche des Verkehrs: • • • • •

Nahverkehr: Stadtverkehr, Regionalverkehr: Verkehr in Ballungsräumen, Fernverkehr: Verkehr zwischen Ballungsräumen, Kontinentaler Verkehr: Fernverkehr und Interkontinentaler Verkehr.

Getriebespezifisch unterscheidet man zweckmäßigerweise beim Pkw und Nkw nur zwischen Nah- und Fernverkehr, beim Bus dagegen zwischen Stadtverkehr, Nahverkehr und Fernverkehr (Reisebus). Auswirkungen dieser Verkehrsstruktur prägen auch die Entwicklung und Konstruktion von Fahrzeuggetrieben. Die Messgrößen für die Verkehrsleistung sind in der Tabelle 2.1 ausführlich definiert. Die anschaulichsten Größen sind dabei der Motorisierungsgrad sowie die gefahrenen Personenkilometer im Jahr und die Tonnenkilometer pro Jahr zur Beurteilung der Verkehrsleistung des Personen- bzw. des Güterverkehrs. Unter Transportleistung wird die Verkehrsleistung im Güterverkehr verstanden, Tabelle 2.1/5b. In jeder Phase der geschichtlichen Epochen war der Gradient der Zunahme der spezifischen Transportleistung größer als der Gradient der Bevölkerungszunahme, d.h. der Güterverbrauch je Einwohner und die Transportweite wuchsen immer schneller als die Bevölkerungszahl. Die Entwicklungslinien der modernen Verkehrstechnik lassen sich auf die Lösung von vier Hauptproblemen zurückführen: • • • •

Befriedigung aller Transportbedürfnisse, Steigerung der Umweltfreundlichkeit der Transportmittel, Einsparung von Primär- und Sekundärenergien und Nutzung der elektronischen Kommunikationsmöglichkeiten.

2.1 Grundlagen der Verkehrs- und Fahrzeugtechnik Tabelle 2.1. Messgrößen für die Verkehrsleistung

35

36

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

Die unterschiedlichen Verkehrsmittel wie Kraftfahrzeug, Eisenbahn, Kanalschifffahrt oder Rohrleitungen können nach Zweck und Technologie in Transportsysteme eingeteilt werden. Ein Transportsystem besteht aus: • Transportmittel: − Transportträger (Fahrzeug), − Transportanlage (Straße, Fahrweg, Schiene) und • Transportorganisation (Betriebssteuerung, Verwaltung). Fahrzeuggetriebe sind somit Bestandteile eines Transportsystems. Einflussgrößen auf dieses System sind Umweltschonung, Marktbedürfnisse, der Gesetzgeber und individuelle Kundenanforderungen. 2.1.3 Transportsysteme für den Personen- und Güterverkehr Die Verkehrstechnik hat die Entwicklung und die betriebssichere Bereitstellung von humanen Transportsystemen und -mitteln zum Ziel. Man unterscheidet zwischen Personen- und Güterverkehr. Die wichtigsten Transportmittel für den Personenverkehr sind Fußgänger, Fahrrad, Motorrad, Individual-Pkw, Taxi (Demand-Pkw), ÖPV (Linien- und Schienennahverkehr), Eisenbahn, Flugzeug und Schiff. Abbildung 2.10 zeigt, dass der größte Anteil am Personenverkehr vom Pkw getragen wird. Der Personenverkehr mit dem ÖPV und der Bahn ist drastisch niedriger. Vergleicht man Reiseweite und Verkehrsleistung der verschiedenen Transportmittel, Abb. 2.11, so wird deutlich, dass im Bereich von 1 bis 10 km und im Bereich von 100 bis 1000 km ein Transportmittel ausreichender Leistung fehlt.

Abb. 2.10. Entwicklung der Verkehrsleistung im Personenverkehr in Deutschland [2.5]

2.1 Grundlagen der Verkehrs- und Fahrzeugtechnik

37

Abb. 2.11. Gegenüberstellung von reiseweiteabhängigem Angebot und Bedarf an Transportmittel im Personenverkehr [2.9]

In Abb. 2.12 sind für verschiedene Transportmittel des Personennahverkehrs die Reisezeiten in Abhängigkeit von der Reiseweite dargestellt. Auf kurzen Entfernungen im Personennahverkehr sind Pkw und Taxi die zeitgünstigsten Verkehrsmittel. Aufgrund einer niedrigen mittleren Fahrgeschwindigkeit ist der Stadtbus bei gleich großen Nebenzeiten deutlich langsamer als die Stadtschnellbahn. Bei größeren Reiseweiten, ab etwa 17 km, bringt die Stadtschnellbahn kürzere Reisezeiten als Pkw oder Taxi.

Abb. 2.12. Reisezeiten im Personennahverkehr [2.9]

38

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

Abb. 2.13. Die Entfernungsbereiche des Verkehrs: Prinzipdarstellung einer Transportkette im Güterverkehr

Zur Bewältigung des Güterverkehrs stehen fünf unterschiedliche Transportmittel zur Verfügung: • • • • •

Eisenbahn (Schiene), Nutzkraftwagen (Straßenverkehr), Schiff (Kanal, Seetransport), Flugzeug (Luftfracht) und Pipeline.

Oft bilden diese Transportmittel eine Transportkette, Abb. 2.13. Neue Überlegungen zur Verringerung des Güterverkehrs auf den Straßen sind dringend notwendig. Verschiedene Merkmale wie Transportgeschwindigkeit, Transportstrom, benötigte Profilfläche und auf die Profilfläche bezogener Transportstrom ermöglichen einen Vergleich dieser Transportmittel. Vergleicht man verschiedene Transportmittel hinsichtlich Transportgeschwindigkeit und Transportstrom, Abb. 2.14, so schneidet die Bahn besonders günstig ab, gefolgt vom Nkw. Die Pipeline liegt hier ungünstig. Interessant ist ein Vergleich des spezifischen Transportstroms. Er gibt an, wie gut die Transportanlage bezogen auf die von ihr benötigte Querschnittsfläche ausgenutzt wird. Hier liegt die Pipeline deutlich an der Spitze, gefolgt von Eisenbahn und Autobahn. Besonders ungünstig schneidet hier die Kanalschifffahrt ab. In Abb. 2.15 ist die Leistungsfähigkeit verschiedener Transportträger dargestellt. Das Verhältnis Gesamtgewicht zu Nutzlast ist bei der Pipeline am günstigsten. Es folgen Binnenschiff, Eisenbahn und Nkw. Demgegenüber liegt das Flugzeug deutlich ungünstiger. Der Nkw trägt die Hauptlast an der jährlichen Verkehrsleistung im Güterverkehr, Abb. 2.16. Bahn und Binnenschiff liegen deutlich darunter. Die Verkehrsleistung der Bahn kann in der vorhersehbaren Zukunft gar nicht in dem Maße gesteigert werden, um unsere Straßen fühlbar vom Güterverkehr zu entlasten. Ein wesentliches Merkmal für ein Gütertransportsystem ist die Zielreinheit: Kann das Ziel mit ein und demselben Verkehrsmittel ohne Warenumschlag erreicht werden? Die enorme Zunahme des Nkw-Bestands ist durch die Eigenschaften Zielreinheit, Schnelligkeit und Wirtschaftlichkeit sowie Just-in-TimeAnlieferung an die Montagebänder begründet. Eine Bewertung von Transportsystemen ist nach der Befriedigung der Transportbedürfnisse, der Umweltfreundlichkeit und nach der Energieeinsparung vorzunehmen.

2.1 Grundlagen der Verkehrs- und Fahrzeugtechnik

39

Abb. 2.14. Vergleich von Transportmitteln für den Güterverkehr: Eisenbahn, Autobahn, Kanal, Pipeline [2.8]

Vorher sind strukturelle Bereinigungen nötig. Insbesondere ist eine finanzielle Gleichbehandlung der Transportwege Schiene und Straße nötig. Der Schienenverkehr ist hier gegenüber dem Straßenverkehr benachteiligt. Das Just-in-TimeSystem bei der Zulieferung und damit die Nutzung der Straße als billige Lagerhalle ist auf die Dauer volkswirtschaftlich nicht tragbar. Der Verkehrsinfarkt wird dadurch gefördert.

Abb. 2.15. Verhältnis Gesamtgewicht zu Nutzlast für verschiedene Transportträger [2.8]

40

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

Abb. 2.16. Entwicklung der Verkehrsleistung im Güterverkehr in Deutschland [2.5]

2.1.4 Alternative Transportkonzepte Zur Bewältigung des Massenverkehrs werden etwa seit 1960 neuartige Transportkonzepte überlegt. Dabei unterscheidet man Nahverkehrsmittel zur Bewältigung des Massenverkehrs in städtischen Ballungsgebieten und Hochleistungs-Schnellbahnen zur Entlastung der Fernstraßen im Fernverkehr. Vorentwicklungen solcher Konzepte, z.T. unter Verwendung neuer Technologien, wie Magnet- oder Luftkissen-Technik, existieren. Einzelne Versuchsstrecken wurden gebaut, allerdings haben diese Konzepte bisher keinen Durchbruch erzielt. Sie weisen zum Teil nur geringe Vorteile gegenüber den konventionellen Transportsystemen auf. Dies trifft umso mehr zu, als auch die Eisenbahn noch Möglichkeiten zur Weiterentwicklung bietet. Als einziges dieser Systeme hat sich hier das Transrapid-Konzept [2.15] durchgesetzt, welches im Dezember 2003 in Shanghai den kommerziellen Betrieb aufgenommen hat. Beim Transrapid handelt es sich um eine Einschienenbahn auf Magnetkissenbasis mit Linearmotorantrieb. Neu- und Weiterentwicklungen solcher Systeme sind teuer, und sie müssen, um sie einführen zu können, international koordiniert sein. Ihre Einführung hängt vom Gesetzgeber und von ihrer Akzeptanz durch den Markt ab. Fahrzeuge und Transportsysteme konventioneller und neuer Art für den Nahverkehr lassen sich nach Art ihrer Führung und nach Art ihres Einsatzes bzw. ihrer Verfügbarkeit für den Benutzer in einen morphologischen Kasten systematisch einordnen, Tabelle 2.2. Mit einer solchen methodischen Analyse von Systemen können Vorschläge für neuartige Transportsysteme entwickelt werden.

2.2 Markt- und Entwicklungssituation bei Fahrzeugen und Fahrzeuggetrieben

41

Tabelle 2.2. Einteilung von Transportsystemen nach Führungs- und Einsatzart. (Abnahme der individuellen Nutzung von oben nach unten) [2.9] Führung Frei Dual Mode Spurgebunden

Individuell Pkw Nkw Motorrad Automatisierte Autobahn Transportband

Benutzung Bei Bedarf

Nach Plan

Taxi Demand-Bus

Linienbus

Dual-Mode-Taxi

Dual-Mode-Bus

Kabinentaxi

Eisenbahn

Dem Bus wird wegen seiner flexiblen Einsatzmöglichkeit, seinen geringen Investitionskosten und seinem relativ niedrigen Energiebedarf eine überproportionale Entwicklungschance für den Nah- und Regionalverkehr eingeräumt. Die große Bedeutung des Busses hat sich bei den Fahrzeuggetrieben in einer intensiven Entwicklung von Bus-Automatgetrieben niedergeschlagen. Eine interessante Entwicklung war die teilweise spurgebundene Führung von Bussen. Der Bus wird hierbei im „Dual-Mode“ betrieben. Darunter versteht man Busse, die sowohl auf konventionellen Straßen frei als auch auf speziellen Fahrbahnen spurgebunden betrieben werden können. Entlastung des Fahrers, einfach zu bauende, umweltschonende Fahrstrecken und minimale Tunnelquerschnitte sind Vorteile solcher Systeme. Beim „Demand-Bus“ handelt es sich um Kleinbusse, die zu Haltestellen gerufen werden können. Ein Prozessrechner optimiert die Transportwege innerhalb des Liniennetzes und gibt dem Fahrgast seine Abholzeit bekannt. Neben den neuen Entwicklungen im Straßenverkehr finden auch zunehmend Hochgeschwindigkeitszüge Anwendung, die die Reisezeiten auf der Schiene erheblich verkürzen. Die Züge ICE (Deutschland), TGV und Thalys (Frankreich), Eurostar (England und Frankreich) sowie AVE (Spanien) bilden ein europäisches Netz von Hochgeschwindigkeitszügen mit einer Reisehöchstgeschwindigkeit im Planeinsatz von 300 km/h und mehr. Hohe Verkehrsleistung, nahezu Zielreinheit und hoher Reisekomfort zeichnen diese Entwicklungen aus.

2.2 Markt- und Entwicklungssituation bei Fahrzeugen und Fahrzeuggetrieben Zukunftsweisende Fahrzeug- und Getriebeentwicklungen dürfen nicht nur technik-, sondern müssen auch marktorientiert sein. Fahrzeuge und Fahrzeuggetriebe werden zyklisch entwickelt und haben eine relativ hohe Produkt- und Produktionslebensdauer. Fahrzeuggetriebe erfordern meist erst nach 10–15 Jahren eine echte Neuentwicklung. Der Getriebeentwickler muss daher die Marktsituation kennen und darauf basierend den Markt und den Wertewandel in der Gesellschaft langfristig beurteilen können. Dazu ist neben einer kontinuierlichen Beobachtung des

42

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

Markts und der Technikentwicklung auch die Projektierung, Durchführung und Analyse „Futuristischer Projekte“ nötig. Fehlentscheidungen bei der Produktentwicklung haben in der Regel große finanzielle Verluste zur Folge. 2.2.1 Marktsituation und Produktionszahlen Die Fahrzeugindustrie ist ein bedeutender Faktor für die Weltwirtschaft. Im Jahre 2004 wurden weltweit 63,04 Mio. Kraftwagen produziert, Abb. 2.17 und 2.18. Dabei beläuft sich die Zahl der produzierten Pkw auf 52,86 Mio. und die der Nkw auf 10,19 Mio. [2.16]. Definitionen: Pkw: Nkw:

Kraftwagen, der nach seiner Bauart und Einrichtung hauptsächlich zum Transport von Personen bestimmt ist und maximal 9 Sitzplätze hat. Kraftwagen, der aufgrund seiner Bauart bestimmt ist: − zum Transport von Personen – Omnibus; − zum Transport von Gütern und zum Ziehen von Anhängerfahrzeugen – Lastkraftwagen; oder nur zum Ziehen von Anhängern – Zugmaschine. Pkw sind ausgenommen.

Um die Vorherrschaft in der Kraftfahrzeugentwicklung konkurrieren drei Zentren: Europa, USA und Japan/Südkorea/China. Europa ist der größte Produzent von Pkw, Abb. 2.17. Dabei ist der Anteil der Pkw-Produktion an Klein-, Mittelklasse- und Oberklassewagen in den einzelnen europäischen Produktionsländern stark unterschiedlich. Während in Frankreich und Italien überwiegend Klein- und Mittelklassewagen produziert werden, werden in Deutschland in höherem Maß Mittel- und Oberklassewagen produziert. Deutschland produziert mehr Oberklassewagen als das restliche Europa zusammen. Jeder Markt hat spezifische Bedingungen, die im Wesentlichen durch die wirtschaftliche und soziale Situation der Käufer, die Werte der Gesellschaft, die geographischen Gegebenheiten und nicht zuletzt durch den Gesetzgeber diktiert werden. Das Kraftfahrzeug muss den jeweiligen Marktanforderungen entsprechen, um erfolgreich zu sein. Von diesem Grundsatz ist das Getriebe als Mittler zwischen Motor und Straße besonders berührt. Während beispielsweise in den USA über 85 % der Pkw mit automatischen Getrieben ausgestattet sind, sind es in Europa gerade 13 %. Bei Nkw über 3,5 t zulässiges Gesamtgewicht wird das Getriebe meist speziell für den Anwendungsfall ausgewählt. Häufig stehen für einen Nkw-Getriebe verschiedener Gangzahl, Betätigungsart – manuell oder automatisiert – und verschiedener Hersteller zur Auswahl. Das Spektrum der Getriebearten ist bei Nkw so weit gestreut wie das Spektrum der Einsatzfälle, Abb. 2.18.

2.2 Markt- und Entwicklungssituation bei Fahrzeugen und Fahrzeuggetrieben

Abb. 2.17. Produktionszahlen für Pkw (in Anlehnung an [2.16])

43

44

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

Abb. 2.18. Produktionszahlen für Nkw (in Anlehnung an [2.16])

2.2 Markt- und Entwicklungssituation bei Fahrzeugen und Fahrzeuggetrieben

45

So findet man beispielsweise in den USA bei schweren Nkw über 16 t weiterhin unsynchronisierte Klauengetriebe. Bei den weiten Fahrstrecken ohne notwendigen Schaltvorgang wird dem Fahrer die Arbeit mit dem weniger komfortablen unsynchronisierten Klauengetriebe zugemutet. Dies gilt auch in vielen Entwicklungsländern, wo es weniger auf den Komfort des Fahrens, als vielmehr auf die höhere Lebensdauer des Klauengetriebes ankommt. In Europa sind hingegen auch in der schweren Nkw-Klasse die Synchrongetriebe mit etwa 90 % vorherrschend. Ein Großteil der europäischen Nkw-Produktion entfällt auf die Klasse bis 3,5 t zulässiges Gesamtgewicht, Abb. 2.18. Diese Fahrzeuge weisen in der Regel 5-oder 6-Gang-Synchrongetriebe auf. Diese Getriebe entsprechen häufig den PkwGetrieben oder sind modifizierte Pkw-Getriebe. Unter der Annahme, dass aufgrund der Ersatzteilhaltung 10 % mehr Getriebe wie Kraftfahrzeuge produziert werden, lässt sich die Anzahl der produzierten Getriebekomponenten Zahnrad und Synchronpaket abschätzen. Für Pkw-Synchrongetriebe wurden in Europa 2004 ca. 240 Mio. Zahnräder und 46 Mio. Synchronpakete hergestellt. Für Nkw-Klauen- und Synchrongetriebe waren es ca. 38 Mio. Zahnräder und 7,5 Mio. Synchronpakete. Aus diesen Zahlen wird die enorme wirtschaftliche Bedeutung des Kraftfahrzeugs deutlich. Mit keinem anderen Produkt werden bei der Produktion technisch so hochwertiger Komponenten derartige Stückzahlen erreicht. Ein Produkt, das in den nächsten Jahren die Aufgabe des Kraftfahrzeugs als Wirtschaftsmotor übernehmen könnte, ist nicht in Sicht. Tabelle 2.3 zeigt die Export-/Importbilanz der letzten Jahre für Kraftwagen der Bundesrepublik. 2004 wurden 3,92 Mio. Kraftwagen exportiert und 2,19 Mio. importiert. In Tabelle 2.4 sind die wichtigsten freien Hersteller von Kraftfahrzeuggetrieben aufgeführt. Fahrzeuggetriebe, insbesondere die in großen Stückzahlen benötigten Pkw-Getriebe, werden überwiegend von den Fahrzeugherstellern selbst produziert.

Import

Export

Tabelle 2.3. Export-/Importbilanz für Kraftwagen der Bundesrepublik Deutschland [2.16] Anzahl in Mio.

1997

1998

1999

2000

2001

2002

2003

2004

Pkw

2,82

3,27

3,44

3,46

3,64

3,62

3,67

3,67

Nkw

0,22

0,24

0,24

0,27

0,28

0,25

0,25

0,25

Gesamt

3,04

3,51

3,68

3,73

3,92

3,87

3,92

3,92

Pkw

1,95

2,04

2,17

2,05

2,09

1,95

2,03

2,04

Nkw

0,22

0,23

0,23

0,23

0,21

0,20

0,19

0,15

Gesamt

2,17

2,27

2,40

2,28

2,30

2,15

2,22

2,19

46

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

Tabelle 2.4. Einige freie Hersteller von Kraftfahrzeuggetrieben nach Stammsitz Pkw

EU

- Getrag - ZF

USA

- Transmission Technologies Corp. (TTC)

Japan

mechanisch

- Aichi - Aisin - Fuji Univance

Nkw Automat

mechanisch

- ZF - ZF - General Motors

- Aisin - Jatco

Automat

- ZF - Voith

- Eaton

- Allison - Eaton - Twin Disc

- Aisin - Fuji Univance

- Aisin - Jatco

2.2.2 Entwicklungssituation Die Dynamik technologischer Entwicklungen hat sich in den letzten Jahren beschleunigt. Die Mikroelektronik erschließt sich immer neue Gebiete für ihren Einsatz im Fahrzeug, im Fahrzeuggetriebe und bei deren Entwicklung. Dabei wird die Schnelligkeit der Produktentwicklung für die einzelnen Firmen immer mehr zu einem wichtigen Wettbewerbsfaktor. In Tabelle 2.5 sind charakteristische Entwicklungsdauern von Fahrzeuggetrieben dargestellt, die es aber zu verkürzen gilt. Anbieter aus Fernost mit höheren Arbeitsstunden erfordern moderne Entwicklungsstrategien in Europa. Dazu gehört zur besseren Nutzung des vorhandenen Potentials auch ein Prüfen der eigenen Entwicklungs- und Fertigungstiefe [2.1]. Grundzüge des Entwicklungsablaufs bei Fahrzeuggetrieben werden in Kap. 15 „Entwicklungsprozess von Fahrzeuggetrieben“ ausgeführt. Tabelle 2.5. Typische Entwicklungsdauern bei Fahrzeuggetrieben Pkw Entwicklungsphase

Synchrongetriebe

Nkw Automatgetriebe

Synchron- u. Klauengetr.

Automatgetriebe

Konzeptphase

4

5

6

9

Entwurf u. Ausarbeitung

5

7

6

12

Prototypenfertigung

6

9

9

12

12

12

15

15

9

15

12

18

36

48

48

66

Erprobung Entwicklung z. Serienreife Σ Monate

2.3 Grundlagen der Fahrzeug- und Getriebetechnik

47

Abb. 2.19. Definition des Themenbereichs Fahrzeuggetriebe

2.3 Grundlagen der Fahrzeug- und Getriebetechnik Für eine anwendungsorientierte Entwicklung von Fahrzeuggetrieben ist es wichtig, das Fahrzeug und dessen Einsatz klar zu definieren. Im Folgenden werden Konventionen, Definitionen und physikalische Grundlagen der Fahrzeug- und Getriebetechnik erläutert. Sie sind die Basis für die Betrachtungen der nachfolgenden Kapitel. Unter dem Themenbereich „Fahrzeuggetriebe“ werden in diesem Buch alle Komponenten der Baugruppe Antriebsstrang mit Ausnahme des Motors zusammengefasst, Abb. 2.19. Bei der Entwicklung von Fahrzeuggetrieben ist zwischen Größen zu unterscheiden, die der Konstrukteur beeinflussen kann – innere Einflussgrößen – und denen, die er nicht beeinflussen kann, die er aber berücksichtigen muss – äußere Einflussgrößen. Tabelle 2.6 zeigt den Sachverhalt. Tabelle 2.6. Innere und äußere Einflussgrößen bei der Entwicklung von Fahrzeuggetrieben Innere Einflussgrößen – Vom Konstrukteur beeinflussbar –

Äußere Einflussgrößen – Vom Konstrukteur nicht beeinflussbar –

• Karosserie

• Straßenprofil

• Fahrgestell

• Fahrstil

• Elektrik / Elektronik

• Zuladung

• Motor

• Verkehrsbedingungen

• Fahrzeuggetriebe (nach Abb. 2.19)

• Wetterbedingungen

48

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

2.3.1 Systematik der Fahrzeuge und des Fahrzeugeinsatzes Die Entwicklung eines Fahrzeuggetriebes richtet sich nach der Fahrzeugart, der Motorisierung und dem Einsatzgebiet des Fahrzeugs. Zur systematischen Einteilung empfiehlt sich eine an der Getriebeentwicklung orientierte Klassifizierung der Fahrzeuge. Tabelle 2.7 zeigt eine getriebeorientierte und praxiserprobte Klassifizierung der Fahrzeuge. Hier wird zunächst eine Einteilung in Personenkraftwagen (Pkw), Nutzkraftwagen (Nkw), Baumaschinen, Ackerschlepper und Sonderfahrzeuge getroffen. Die Personenkraftwagen werden hinsichtlich ihrer Motorisierung und ihres Einsatzes in die drei Hauptgruppen Leistungsbereich unter bzw. über 75 kW und Transporter kleiner 3,5 t eingeteilt. Lastkraftwagen und Omnibusse fallen unter den Oberbegriff des Nutzkraftwagens. Eine feinere Strukturierung führt zur Unterteilung der Lastkraftwagen nach dem zulässigen Gesamtgewicht. Bei den Omnibussen empfiehlt sich eine Gliederung nach den Stopps pro Kilometer als Stadt-Linienbus, Überland-Linienbus, Kombi-Bus oder Reisebus. Ferner ist eine Einteilung nach Haupteinsatzgebieten zweckmäßig. Tabelle 2.7. Getriebeorientierte Klassifizierung von Kraftfahrzeugen nach Fahrzeugart und Einsatzart. *) KOM (Kraftomnibus): Ein weiteres Merkmal ist die Anzahl der Sitzplätze Fahrzeugart

Einsatzart

Pkw

Leistung P < 75 kW Leistung P > 75 kW

Nkw

Schwere Lkw: zul. Gesamtgewicht > 16 t

KOM *)

Stadt-Linienbus Überland-Linienbus Kombi-Bus Reisebus

Ackerschlepper Baumaschinen Sonderfahrzeuge

Geländeeinsatz (Off-Road)

Mittelschwere Lkw: zul. Gesamtgewicht < 16 t

Straßeneinsatz (On-Road)

Lkw

Leichte Lkw: zul. Gesamtgewicht < 7,5 t

Baustelleneinsatz (On-/Off-Road)

Transporter < 3,5 t

2.3 Grundlagen der Fahrzeug- und Getriebetechnik

49

Grundsätzlich unterscheidet man bei der getriebeorientierten Klassifizierung der Kraftfahrzeuge zwischen den drei Einsatzarten: • Straßeneinsatz, oft auch als „On-Road“-Einsatz bezeichnet, • Baustelleneinsatz, oft auch als „On-/Off-Road“-Einsatz bezeichnet, Bei dieser kombinierten Einsatzart, die z.B. für Muldenkipper typisch ist, muss das Getriebe in gleicher Weise eine wirtschaftliche Fortbewegung im Gelände und auf der Straße ermöglichen und • Geländeeinsatz, oft auch als „Off-Road“-Einsatz bezeichnet. Die Fahrzeuge bewegen sich vorwiegend im Gelände. Gelegentlicher Betrieb auf der Straße ist aber nicht auszuschließen. Zu dieser Kategorie gehören Kettenfahrzeuge oder überschwere, auf Normalstraßen nicht zugelassene Sonderfahrzeuge, wie beispielsweise Deponie- oder Grubenfahrzeuge. 2.3.2 Warum brauchen Fahrzeuge Getriebe? Fast alle der heute im Einsatz befindlichen Kraftfahrzeuge werden von Verbrennungsmotoren mit zyklischer Verbrennung angetrieben, die entweder nach dem Otto- oder Dieselverfahren arbeiten. In Abschn. 3.3 werden die leistungsbestimmenden Größen und die Kennfelder von Verbrennungsmotoren erläutert. Neben den vielen Vorteilen, wie niedriges Leistungsgewicht, relativ guter Wirkungsgrad und relativ geringer Platzbedarf des Energieträgers, hat der Verbrennungsmotor aber drei prinzipbedingte Nachteile: • Anders als Dampfmaschinen oder Elektromotoren kann der Verbrennungsmotor beim Anfahren (Motordrehzahl Null) kein Drehmoment entwickeln, Abb. 3.14, • Die maximale Leistung eines Verbrennungsmotors steht nur bei einer bestimmten Drehzahl zur Verfügung, Abb. 3.14 und • Kraftstoffverbrauch, ist stark abhängig vom Aufenthaltsort im Motorkennfeld, Abb. 3.18. Mit der maximal verfügbaren Motorleistung Pmax und der Fahrgeschwindigkeit v lässt sich die so genannte „Ideale Zugkrafthyperbel“ FZ,Aid und die effektive Zugkrafthyperbel FZ,Ae berechnen

FZ , Aid =

P Pmax , bzw. FZ , Ae = max ηges . v v

(2.1)

Läge also die Volllastleistung Pmax des Motors über dem gesamten Drehzahlbereich vor, so würden sich die in Abb. 2.20a dargestellten Zugkrafthyperbeln ergeben. Für den Verbrennungsmotor ergibt sich aber der ebenfalls in Abb. 2.20a dargestellte Zugkraftverlauf. Die Zugkraft zwischen Reifen und Straße wird durch die Kraftschlussgrenze nach oben hin begrenzt. Die Problematik des Verbrennungsmotors als Antriebsmaschine ist nun deutlich. Der gesamte, in Abb. 2.20a schraffiert dargestellte Bereich, ist ohne zusätz-

50

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

lichen Kennungswandler nicht nutzbar. Der Kennungswandler muss die Kennung des Verbrennungsmotors derart wandeln, dass sie dem Ideal der Zugkrafthyperbel möglichst nahe kommt, Abb. 2.20b. Kennungswandler: • Drehzahlwandler ≡ mechanische oder hydrodynamische Kupplung und

• Drehzahl-Drehmoment-Wandler ≡ Stufengetriebe oder Stufenlosgetriebe Der Anteil der schraffierten Flächen, also der Anteil der unmöglichen Fahrzustände, ist mit Kennungswandler deutlich kleiner, das Leistungspotential des Motors kann besser genutzt werden. Abbildung 2.20b zeigt, dass eine möglichst hohe Zahl an Gängen eine immer bessere Annäherung an die Zugkrafthyperbel ermöglicht. Mit stufenlosen Getrieben lässt sich, im möglichen Übersetzungsbereich, die Zugkrafthyperbel als Zugkraftkennlinie realisieren.

Abb. 2.20. a Sekundärkennfeld eines Verbrennungsmotors ohne Getriebe; b Sekundärkennfeld eines Verbrennungsmotors mit nachgeschaltetem 4-Gang-Getriebe: Zugkraftdiagramm

2.3 Grundlagen der Fahrzeug- und Getriebetechnik

51

Der zweite, prinzipbedingte Nachteil von Verbrennungsmotoren, ihr Antriebsdrehmoment nicht aus dem Stillstand abzugeben, wird durch ein Anfahrelement (kraftschlüssige Kupplung) überbrückt. Die Anfahrkupplung ist in der Regel nach dem Motor und vor dem Getriebe im Antriebsstrang angeordnet, siehe Kap. 10 „Anfahrelemente“. Die Aufgabe des Getriebes, verbrauchs- und fahrleistungsgünstige Motorbetriebspunkte einzustellen, wird in Kapitel 5 „Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe“ eingehend behandelt. 2.3.3 Haupt- und Nebenfunktionen von Fahrzeuggetrieben, Anforderungsprofil Um den Getrieben in ihrer Funktion als Mittler zwischen Motor und Antriebsrädern gerecht zu werden, ist es aus konstruktionsmethodischen Gründen zweckmäßig, Getriebe und Anfahrelement, d.h. den gesamten Ablauf der DrehzahlDrehmomentwandlung inklusive Gangwechsel und Anfahren, in einer funktionellen Einheit „Fahrzeuggetriebe“ zusammenzufassen. Die vier Hauptfunktionen eines Fahrzeuggetriebes sind:

• Anfahren ermöglichen. • Leistungsanpassung vornehmen. Abtriebsdrehmoment T2 und Abtriebsdrehzahl n2 wandeln. Rückwärtsfahrt ermöglichen. • Permanente Leistungsübertragung ermöglichen. Motorleistung form- oder kraftschlüssig und verlustarm übertragen. • Leistungsanpassung steuern. Zu diesen Hauptforderungen kommen noch eine Reihe von Nebenforderungen, auch Betriebsforderungen genannt, die die Wettbewerbsfähigkeit eines Fahrzeuggetriebes wesentlich beeinflussen. In Tabelle 2.8 ist das Ergebnis einer Umfrage unter Herstellern und Benutzern von Nkw-Getrieben dargestellt. Die Wichtigkeit der einzelnen Forderungen wurde mit Wertigkeitsfaktoren von 0 ≡ unwichtig bis 10 ≡ sehr wichtig angegeben. Eine derartig gewertete Liste der Forderungen wird als Anforderungsprofil bezeichnet. Die Forderungen an Fahrzeuggetriebe lassen sich folgenden Gruppen zuordnen:

• • • • • • • • •

Betriebssicherheit, Getriebekosten, Reparaturfreundlichkeit, Bedienbarkeit, Leistungsanpassung, Wirkungsgrad, Einbaumaße und Gewicht, Variationsmöglichkeiten und Emissionen (Geräusch, Öl usw.).

52

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

Tabelle 2.8. Typisches Anforderungsprofil von Nkw-Getrieben. Wert ≡ Durchschnittliche Bewertung der Wichtigkeit auf einer Punkteskala von 0–10 Anforderungen

Wert

Anforderungen

Wert

Lebensdauer lang

9,00

Anzahl der Einzelteile

1,58

Reparaturkosten niedrig

4,89

Nebenabtriebe

1,55

Herstellkosten niedrig

4,59

Montagewerkzeuge

1,55

Übersetzungsbereich

4,02

Ein- und Ausbauzeit

1,50

Stufensprung

3,47

Schaltungsanschlüsse

1,49

Frühausfälle selten

3,13

Temperaturresistenz

1,48

Baulänge

2,92

Crawlergang vorhanden

1,46

Wartungsintervall lang

2,63

Zugänglichkeit

1,42

Betätigungswege/-kräfte

2,59

Art der Gruppenbauweise

1,40

Gewicht klein

2,55

Übersetzungsvarianten

1,39

Zugkraft ständig verfügbar

2,47

Montagetechnik

1,34

Schwingungsresistenz

2,35

Anfahren

1,32

Dichtstellenzahl gering

2,33

Ersatzteilbeschaffung

1,26

Fehlbedienungsgefahr

2,20

Verlustleistung gering

1,22

Wartungskosten gering

2,19

Kuppeln

1,16

Überlastbarkeit

2,08

Entwicklungskosten klein

1,16

Schnellgang vorhanden

2,06

Normalanschlüsse

1,11

Montage der Verschleißteile

1,92

Höhe über Hauptwelle

1,07

Schaltungsart

1,86

Schaltbild übersichtlich

1,06

Eigenreparatur möglich

1,72

Gutes Servicenetz

1,00

Ausgehend von dem durch statistische Erhebungen oder Erfahrungswerte aufgestellten Anforderungsprofil können konstruktiv oder wirtschaftlich bedingte Zielkonflikte erkannt und aufgrund der zugeordneten Wertigkeitsfaktoren ein entsprechender Kompromiss angestrebt werden. Die Umsetzung dieser Kompromisse in konkrete Vorgaben für den Getriebeentwickler geschieht dann mit dem Lastenheft, das in Kapitel 15 vorgestellt wird. 2.3.4 Grundzusammenhänge: Drehrichtung, Übersetzung, Drehmoment Die Größen Drehrichtung, Übersetzung und Drehmoment sind Grundgrößen eines Getriebes. Um unterschiedliche Getriebebauarten und -versionen miteinander vergleichen und bewerten zu können, sind daher Definitionen notwendig, die bei allen Betrachtungen einheitlich verwendet werden [2.11].

2.3 Grundlagen der Fahrzeug- und Getriebetechnik

53

Drehrichtungsdefinition Die Drehrichtung in einem Antriebsstrang wird dann als positiv definiert, wenn die Drehung in einem rechtshändigen, kartesischen Koordinatensystem im Uhrzeigersinn erfolgt. Wie in Abb. 2.21 links dargestellt, ist die Blickrichtung dabei, bezogen auf das Kfz, entgegen der Vorwärtsfahrtrichtung anzunehmen. Bei komplizierten Räderplänen, insbesondere bei Planetengetrieben, empfiehlt es sich, die Drehzahlen der einzelnen Getriebeglieder vorzeichenbehaftet und relativ zueinander anzugeben. Dabei ist es prinzipiell gleichgültig, welche der beiden möglichen Drehrichtungen als positiv definiert wird, meist jedoch wird die Drehrichtung der Getriebeeingangswelle positiv angesetzt, Abb. 2.21 rechts. Übersetzungsdefinition Die Getriebeübersetzung iG ist das Verhältnis der Winkelgeschwindigkeit ω1 der Eingangswelle eines Getriebes zu ω2 der Ausgangswelle

iG =

ω1 n1 = . ω2 n2

(2.2)

Das Verhältnis von Ausgangsdrehzahl n2 zu Eingangsdrehzahl n1 einer Triebstrangkomponente wird als Drehzahlwandlung ν bezeichnet, Gl. (4.2). Die Drehmomentwandlung µ gibt das Verhältnis zwischen Ausgangsdrehmoment T2 und Eingangsdrehmoment T1 einer Triebstrangkomponente an, Gl. (4.3).

Abb. 2.21. Definition der Drehrichtung in einem Antriebsstrang [2.3, 2.4]

54

2 Überblick über das System Verkehr – Fahrzeug – Getriebe

Mit Gl. (2.2) sowie den oben hergeleiteten Vorzeichenregeln ergeben sich folgende Eigenschaften für die Getriebeübersetzung:

iG iG |iG| |iG|

> < >
20 kW

Drehmoment E-Motor

< 90 Nm

< 500 Nm

< 500 Nm

Spannung

14–42 V

≥ 42 V

100–650 V

Bordnetzversorgung

•

•

•

Motor-Start-Stopp

•

•

•

Rekuperation

•

•

Boosten

•

•

Elektrisches Fahren (Dauer abhängig von der Dimensionierung des Energiespeichers)

•

3.2 Vielfalt der Antriebsaggregate

93

In Abhängigkeit von den Leistungsdaten des elektrischen Antriebszweiges (Elektromotor und elektrischer Energiespeicher) und dem damit verbundenen Spannungsniveau können für die funktionale Struktur eines Fahrzeugantriebs die bereits erwähnten neuen Betriebszustände erschlossen werden, die nicht nur vorteilhaft für die Reduzierung von Kraftstoffverbrauch und Emissionen sein können, sondern auch für weitere Kriterien wie Fahrdynamik und Komfort. Daraus lässt sich eine Einteilung in verschiedene Hybridklassen ableiten, Tabelle 3.7. Bei Hybridantrieben mit Verbrennungs- und E-Motor wird unterschieden zwischen den Konzepten • serieller Hybridantriebsstrang, Abb. 3.13a: − keine mechanische Koppelung von Verbrennungsmotor und Rädern, − Schaltgetriebe nicht zwingend erforderlich, − Verbrennungsmotor dient in Verbindung mit einem Generator ausschließlich als Stromerzeuger, − zwei leistungsstarke Elektromaschinen (Generator + Generator/E-Motor) notwendig, • paralleler Hybridantriebsstrang, Abb. 3.13b: − Addition beider Antriebsquellen ist möglich, − Schaltgetriebe erforderlich, gute Ableitbarkeit von vorhandenen Getriebekonzepten („Add-On“), − nur eine Elektromaschine erforderlich, bei Fahrbetrieb mit dem Verbrennungsmotor kann dieser nahe seinem Verbrauchsbestpunkt betrieben werden. Ist dabei die abgegebene Motorleistung höher als die Bedarfsleistung aus den Fahrwiderständen, kann mit der zur Verfügung stehenden Überschussleistung die Batterie aufgeladen werden. Ist die abgegebene Leistung des Verbrennungsmotors geringer als die Bedarfsleistung aus den Fahrwiderständen, kann eine Drehmomentunterstützung durch den Elektromotor erfolgen, solange dies der Ladezustand des elektrischen Energiespeichers zulässt. Aber: Die Wandlungsverluste sind zu beachten! • leistungsverzweigter Hybridantriebsstrang, Abb. 3.13c: − Verzweigung der verbrennungsmotorischen Leistung in einen mechanischen und einen elektrischen Zweig, − Summiergetriebe (Planetengetriebe) erforderlich zur Verzweigung und Zusammenführung des mechanischen und elektrischen Leistungszweiges. Durch diesen elektrischen Variator wird eine stufenlose Drehmomentund Drehzahlwandlung ermöglicht. − mindestens zwei leistungsstarke Elektromaschinen erforderlich, die jedoch durch ihre gegenseitige Leistungsversorgung nicht mit voller Nennleistung für Boost- oder Rekuperationsvorgänge zur Verfügung stehen. Mikro- und Mild-Hybride werden in aller Regel als Parallelhybride ausgebildet. Auf Voll-Hybride trifft die Unterscheidung nach seriellen, parallelen und leistungsverzweigten Hybriden zu.

94

3 Leistungsbedarf und Leistungsangebot

Abb. 3.13. Hybridantriebsstränge. a Serieller Hybridantriebsstrang; b Paralleler Hybridantriebsstrang; c Leistungsverzweigter Hybridantriebsstrang (a, b in Anlehnung an Höhn)

3.3 Leistungsangebot, Motorkennung von Verbrennungsmotoren

95

3.3 Leistungsangebot, Motorkennung von Verbrennungsmotoren In Kraftfahrzeugen werden in absehbarer Zukunft die Verbrennungsmotoren nach dem Otto- und Dieselprinzip ihre dominierende Stellung beibehalten. Ausschlaggebend beim Ottomotor sind die hohe Leistungsdichte, gute Fahrleistungen und ein geringes Verbrennungsgeräusch. Nachteilig sind die erforderliche Kraftstoffqualität und der hohe Teillastverbrauch. Die Wirtschaftlichkeit des Dieselmotors beruht auf dem günstigen Verbrauch vor allem im Teillastbereich, dem geringeren Wartungsbedarf (keine Zündanlage), der geringeren Kraftstoffqualität und den günstigen Werten bei den gasförmigen Abgasen. Die Nachteile liegen in der Partikelemission, dem im Vergleich zu Ottomotoren lauteren Verbrennungsgeräusch, dem ungleichförmigeren Lauf aufgrund der höheren Verdichtung, der geringeren Motorspreizung (nmax/nmin), der niedrigen Hubraumleistung und dem damit verbundenen größeren Gewicht und höheren Preis. Wegen der hohen Investitionskosten ergibt sich ein wirtschaftlicher Einsatz erst bei Fahrzeugen mit hoher Kilometerleistung. In Nutzfahrzeugen werden fast ausschließlich Dieselmotoren eingesetzt. Während bei Dieselmotoren seit langem die Turboaufladung vorherrscht, findet ab 2005 auch bei Ottomotoren die Aufladung weite Verbreitung. Eine Entwicklungslinie zielt auf Down-Sizing zur Kraftstoff- und Emissionsreduzierung, eine andere auf die Erhöhung der Fahrleistung (Sportmotoren). Tabelle 3.8 nennt typische Drehmomentwerte pro Liter Hubraum. 3.3.1 Drehmoment-/Drehzahlcharakteristik

Zur Beschreibung der Motorcharakteristik von Verbrennungsmotoren gibt es zwei typische Kennlinien. Zum einen den Drehmoment-/Drehzahlverlauf unter Volllast (100 % Gaspedalstellung) und zum anderen die daraus ableitbare Volllastleistung (Motorkennung). Abbildung 3.14 zeigt das Kennfeld eines Verbrennungsmotors und die charakteristischen Punkte der Volllastkennlinie. Die Linie maximalen Bremsmoments (0 % Gaspedalstellung) steigt mit der Drehzahl fast linear auf maximal ungefähr 30 % des Nennmoments Tnenn an. Tabelle 3.8. Typisches Drehmoment pro Liter Hubraum bei Pkw-Motoren. *) aufwändige Aufladetechnik Typische Drehmomentwerte [Nm/l]

Ottomotor Dieselmotor

Ohne Aufladung

Mit Aufladung

Sportmotor*)

100

150

200

–

170

220

96

3 Leistungsbedarf und Leistungsangebot

Abb. 3.14. Kennlinien eines Verbrennungsmotors

Um unterschiedliche Motoren besser miteinander vergleichen zu können, werden Kennzahlen verwendet. Wichtige Kennzahlen sind die Momentenüberhöhung (Momentenelastizität) τ=

Tmax Tnenn

(3.24)

und das Drehzahlverhältnis (Drehzahlelastizität) ν=

nnenn . n (Tmax )

(3.25)

Ein Motor gilt als umso elastischer, je größer das Produkt τ ν ist. Dies äußert sich in einer besseren Durchzugskraft bei niedrigen und mittleren Drehzahlen, was auch eine geringere Schalthäufigkeit zur Folge hat. Je nach Motorauslegung lassen sich unterschiedliche Motorcharakteristiken erreichen. Prinzipiell werden drei typische Charakteristiken unterschieden, siehe Abb. 3.15.

3.3 Leistungsangebot, Motorkennung von Verbrennungsmotoren

97

Abb. 3.15. Typische Motorcharakteristiken

3.3.2 Motorspreizung, Drosselklappenkennfeld

Im Hinblick auf die Zusammenarbeit des Verbrennungsmotors mit dem Getriebe, Kapitel 5, ist die Motorspreizung eine wichtige Größe. Das Getriebe, als Drehzahl- und Drehmomentwandler, besitzt einen Übersetzungsbereich, die Getriebespreizung (Abschn. 4.2.1). Sie ist als Quotient aus maximaler und minimaler Getriebeübersetzung definiert. Unter Motorspreizung soll der Drehzahl- und Drehmomentbereich eines Motors verstanden werden. Stark motorisierte Fahrzeuge haben demnach eine große Drehmomentspreizung. Dieselmotoren, mit ihrer gegenüber Ottomotoren geringeren Maximaldrehzahl, haben eine geringe Drehzahlspreizung. In Abb. 3.16 sind die Kennfelder zweier Pkw-Verbrennungsmotoren gegeben. Beim links dargestellten Motor handelt es sich um einen Ottomotor ohne Aufladung, beim rechts dargestellten um einen Turbo-Dieselmotor mit Ladeluftkühlung. Der Dieselmotor weist gegenüber dem Ottomotor eine kleinere Drehzahl-, dafür aber eine größere Drehmomentspreizung auf. Das muss bei der Wahl der Getriebeübersetzungen berücksichtigt werden. Motor- und Getriebespreizung (in Verbindung mit der Getriebeabstufung) bestimmen in ihrer harmonischen Abstimmung wesentlich die Gebrauchseigenschaften des Fahrzeugs. Der Leistungswunsch des Fahrers wird über das Gaspedal an den Motor übermittelt. 100 % Gaspedalstellung entsprechen der Motor-Volllastlinie, 0 % der Schubkennlinie. Abbildung 3.16 zeigt die Linien gleicher Gaspedalstellung bei den zwei Motoren. Dabei ist der nahezu äquidistante Verlauf dieseltypisch. Häufig wird anstatt von der relativen Gaspedalstellung vom Drosselklappenwinkel gesprochen. 90° Drosselklappenwinkel entsprechen dann der Motor-Volllastlinie. Dieselmotoren besitzen keine Drosselklappe für die Gemischaufbereitung, so dass hier von der relativen Gaspedalstellung oder vom Regelstangenweg zu reden ist.

98

3 Leistungsbedarf und Leistungsangebot

Abb. 3.16. Pkw-Motorenkennfelder, Gaspedalstellung (Drosselklappenkennfeld). a Ottomotor; b Turbo-Dieselmotor mit Ladeluftkühlung

3.3.3 Verbrauchskennfeld

Für jeden Verbrennungsmotor lässt sich im stationären Betrieb der Kraftstoffverbrauch in Abhängigkeit von Drehzahl und Drehmoment angeben. In Abb. 3.17 ist solch ein Verbrauchskennfeld dargestellt. In diesem Diagramm ist der absolute Verbrauch babs in g/h angegeben. Er steigt stark mit der abgegebenen Motorleistung an. Wird der spezifische Verbrauch be in g/kWh dargestellt, so spricht man vom „Muscheldiagramm“, Abb. 3.18. Knapp unter der Volllastkennlinie im unteren Drehzahlbereich gibt es ein Verbrauchsminimum be,min . Die genaue Lage ist motorspezifisch. Bei Pkw-Ottomotoren liegt das Verbrauchsminimum bei ca. 250 g/kWh, bei Pkw-Dieselmotoren bei ca. 190 g/kWh und bei Nkw-Dieselmotoren ebenfalls bei ca. 190 g/kWh.

Abb. 3.17. Verbrauchskennfeld eines Ottomotors. Absoluter Verbrauch babs in g/h

3.3 Leistungsangebot, Motorkennung von Verbrennungsmotoren

99

Abb. 3.18. Muscheldiagramm, spezifischer Kraftstoffverbrauch be in g/kWh. Verbrauchskennfeld eines Ottomotors mit 111 kW

Im Muscheldiagramm ist häufig anstatt des Motormoments der effektive Mitteldruck pme im Zylinder aufgetragen. Dabei gilt der Zusammenhang pme =

TM 2 π VH i

mit i =

2 , Taktzahl

(3.27)

(1 bar = 105 N/m2). Dabei ist VH das Gesamthubvolumen in m3. Bei einem Viertaktmotor ist i = 0,5. Das Verbrauchskennfeld ist neben der Motorkennung eine wichtige Grundlage für die Abstimmung von Motor, Getriebe und Fahrzeug. Das Getriebe erschließt die verbrauchsgünstigen Gebiete des Motorkennfelds. In Abb. 3.18 sind neben den Höhenlinien konstanten spezifischen Kraftstoffverbrauchs be (Muschellinien) auch die Drehmoment/Drehzahlverläufe bei konstanter Motorleistung (Leistungshyperbeln) T(P = konst.) eingezeichnet. So ist die gleiche Motorleistung bei unterschiedlichen Drehmoment-/Drehzahlwerten – Punkte 1 und 2 im Muscheldiagramm – und damit auch bei unterschiedlichem Kraftstoffverbrauch erzielbar. Auf jeder Leistungshyperbel lässt sich ein Punkt minimalen Kraftstoffverbrauchs finden. Werden diese Punkte verbunden, entsteht die Linie minimalen Kraftstoffverbrauchs.

4 Kennungswandler – Wahl der Übersetzungen

Das Getriebe erschließt den Verbrennungsmotor

Im vorangegangenen Kapitel 3 wurde der Leistungsbedarf aus den Fahrwiderständen und das ihm gegenüberstehende Leistungsangebot des Motors behandelt. Der Verbrennungsmotor hat eine für Fahrzeuge schlecht geeignete Drehmoment-/ Drehzahlcharakteristik, siehe dazu auch Abschn. 2.3.2 „Warum brauchen Fahrzeuge Getriebe?“. Um der idealen Motorkennung mit Pmax = konst. über den ganzen Drehzahlbereich möglichst nahe zu kommen, sind Kennungswandler nötig. Kupplungen sind Drehzahl-, Getriebe Drehzahl- und Drehmomentwandler. Die Größe der Wandlung wird durch physikalische, nicht zuletzt aber durch praktisch sinnvolle Grenzen bestimmt. Diese sind vielfach vom Einsatzzweck abhängig. Bei der Ausarbeitung des Getriebekonzepts ist es notwendig, die maximale und minimale Übersetzung, d.h. die „Spreizung“ des Getriebes, festzulegen. Danach folgt die Auswahl der Zwischengänge. Die Kapitel 4 und 5 behandeln die Ermittlung dieser wichtigen Eckdaten des Getriebes. Sie sind die Basis für die Berechnung, Grob- und Feingestaltung von Bauteilen, Abb. 4.1.

Abb. 4.1. Die gewählten Übersetzungen sind als Eckdaten des Getriebes die Basis für die Ausarbeitungsphase

4.1 Antriebsstrang

101

4.1 Antriebsstrang Die Kennungswandlung zwischen Motor und Antriebsrädern erfolgt bei Fahrzeugen mit Verbrennungsmotor durch das Zusammenwirken der Baugruppen des Antriebsstrangs. Abbildung 4.2 zeigt die hierarchische Gliederung der Einzelübersetzungen im Antriebsstrang, ausgehend von der gesamten Antriebsstrangübersetzung iA. Die Gesamtübersetzung des Antriebsstrangs bestimmt sich aus der Übersetzung iS des Anfahrelements, der Übersetzung iG des Getriebes und der Endübersetzung iE

iA = iS iG iE .

(4.1)

Das Verhältnis von Ausgangsdrehzahl n2 zu Eingangsdrehzahl n1 einer Triebstrangkomponente wird als Drehzahlwandlung ν bezeichnet,

v=

n2 . n1

(4.2)

Die Drehmomentwandlung µ gibt das Verhältnis zwischen Ausgangsdrehmoment T2 und Eingangsdrehmoment T1 einer Triebstrangkomponente an,

µ=

T2 . T1

(4.3)

Abb. 4.2. Hierarchische Gliederung der Antriebsstrangübersetzung iA am Beispiel eines Nkw mit Standardantrieb, d.h. Motor vorne und Antrieb hinten

102

4 Kennungswandler – Wahl der Übersetzungen

Von einer Übersetzung i ≠ 1,0 soll nur dann die Rede sein, wenn sowohl eine Drehzahl-, als auch eine Drehmomentwandlung stattfindet. Dann gilt

i=

n1 , falls µ > 1,0. n2

(4.4)

Anfahrkupplungen wandeln nur die Drehzahl, d.h. iS = 1,0. Das Anfahrelement hydrodynamischer Drehmomentwandler wandelt Drehzahl und Drehmoment, iS ≥ 1,0. Hydrodynamische Drehmomentwandler werden in Abschn. 10.4 behandelt. Im Folgenden wird die Trockenkupplung als Standardanfahrelement vorausgesetzt. Die Getriebeübersetzung iG passt das Zugkraftangebot des Motors in Stufen – oder besser stufenlos – an die Zugkrafthyperbel für Pmax = konstant an, siehe Abb 2.20. Bei Fahrzeugen mit weitgespreizten Getrieben, z.B. Nkw oder Geländefahrzeuge, werden zur Erhöhung der Gangzahl Gruppengetriebe vor- (iG,V) oder nachgeschaltet (iG,N). Mit der Endübersetzung iE erfolgt vor allem bei Nkw die Abstimmung der Fahreigenschaften und des Kraftstoffverbrauchs.

4.2 Gesamtübersetzung und Getriebespreizung Der Antriebsstrang muss Übersetzungen zwischen Motordrehzahl und Raddrehzahl aufweisen, die das • Anfahren unter schwierigen Bedingungen, • Erreichen der geforderten Höchstgeschwindigkeit und • Fahren in verbrauchsgünstigen Bereichen des Motorkennfelds ermöglichen. Aus der ersten Bedingung leitet sich die maximal nötige Übersetzung iA,max ab. Aus der zweiten Bedingung ergibt sich die Höchstgeschwindigkeitsübersetzung iA(vmax,th). Aus der dritten leitet sich die kleinste Antriebsstrangübersetzung iA,min her. Abbildung 4.3 zeigt die Drehzahlspreizung eines Getriebes in einem Geschwindigkeits-Drehzahl-Diagramm. Der Drehzahlbereich des Motors (Primärseite) wird durch das Getriebe auf einen Drehzahlbereich der Sekundärseite „gespreizt“. Zwischen den Übersetzungsgrenzen wird der Betriebsbereich aufgespannt. Im Zuge zunehmender Geschwindigkeitsbegrenzungen durch den Gesetzgeber einerseits und durch die vorhandene Verkehrsdichte andererseits verliert die Höchstgeschwindigkeit bei Pkw an Bedeutung. Im gleichen Maß wird dafür der Beschleunigungsfähigkeit des Fahrzeugs mehr Aufmerksamkeit gewidmet. Insbesondere stark motorisierte, schwere Kfz mit niederem cW-Wert erfordern eine große Getriebespreizung [4.1]. Sie benötigen • eine hohe Anfahrübersetzung iA,max für sicheres Anfahren und gute Beschleunigungswerte und • eine niedere Minimalübersetzung iA,min für niedere Motordrehzahlen bei hohen Geschwindigkeiten und dadurch geringen Kraftstoffverbrauch.

4.2 Gesamtübersetzung und Getriebespreizung

103

Abb. 4.3. Geschwindigkeits-Drehzahl-Diagramm, Getriebespreizung

4.2.1 Getriebespreizung iG,ges Die Spreizung des Getriebes, oftmals auch als Übersetzungsbereich bezeichnet, berechnet sich als Verhältnis zwischen größter und kleinster Übersetzung iG, ges =

iG, max iG, min

=

i1 , mit den Gängen n = 1 bis z. iz

(4.5)

Die Getriebespreizung ist abhängig von • der spezifischen Leistung (Pmax / (mF + mLadung) in kW/t) des Kraftfahrzeugs, • der Spreizung des Motors, siehe Abschn. 3.3.2 und • dem Einsatzzweck. Fahrzeuge mit einer geringen spezifischen Leistung, beispielsweise Nkw, benötigen eine größere Getriebespreizung. Das gleiche gilt für Fahrzeuge mit Dieselmotor, der eine geringe Drehzahlspreizung aufweist. Anhaltswerte für Getriebespreizungen verschiedener Kraftfahrzeuge gibt Abb. 4.4. Vor allem bei Pkw ist zu bedenken: • Auch bei noch so großer Getriebespreizung kann das Getriebe den Betriebspunkt lediglich auf der Bedarfsleistungshyperbel verschieben, s. dazu Abb. 3.18. • Bei stark motorisierten Pkw kann bei unbeschleunigter Fahrt in der Ebene bis zu mittleren Geschwindigkeiten der Bereich günstigsten Kraftstoffverbrauchs wegen „fehlender Bedarfsleistung“ vom Getriebe nicht erschlossen werden. • Motor und alle Triebstrangkomponenten müssen zusammenpassen: Powertrain-Matching, siehe Kapitel 5.

104

4 Kennungswandler – Wahl der Übersetzungen

Abb. 4.4. Anhaltswerte für die Spreizung von Getrieben verschiedener Fahrzeugarten. Bei den Automatgetrieben kommt zu den angegebenen Werten noch die Wandlung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers (µ max ≈ 2...3) hinzu

4.2.2 Wahl der größten Übersetzung iA,max Um die Übersetzung des Gangs mit der größten Drehmomentsteigerung zu bestimmen, ist der größte Zugkraftbedarf heranzuziehen. Die Kraftschlussgrenze, d.h. die maximal mögliche Kraftübertragung zwischen Reifen und Straße, ist eine physikalische Grenze, die bei der Bereitstellung der Zugkraft FZ,A am Rad zu beachten ist, siehe Gl. (3.9) FZ, A ≤ FZ, max = µH R .

Tabelle 3.2 gibt Haftreibungszahlen µH für einige Einsatzbedingungen an. Bei den im kleinsten Gang zu erwartenden Geschwindigkeiten kann der Luftwiderstand vernachlässigt werden. An den Antriebsrädern muss sich unter den gestellten Höchstforderungen von Beschleunigung, Steigung, Fahrbahnbeschaffenheit, Zuladung und Anhängerlast ein Gleichgewicht einstellen: Maximales Zugkraftangebot FZ,A = Maximaler Zugkraftbedarf FZ,B

TM, max iA, max ηges

1 = mF g ( f R cos αSt + sin αSt ) + mF λ a . rdyn

(4.6)

4.2 Gesamtübersetzung und Getriebespreizung

105

Die häufig als Anfahrübersetzung bezeichnete größte Übersetzung iA,max hängt wesentlich von der spezifischen Leistung [kW/t] des Fahrzeugs ab. Es können zwei Extremwerte betrachtet werden: • Die maximal fahrbare Steigung bei Beschleunigung a = 0 m/s2. Steigvermögen, Abschn. 5.2.2 und • Die maximale Beschleunigung bei Fahrt in der Ebene. Beschleunigungsvermögen, Abschn. 5.2.3. Bei einer Auslegung auf maximales Steigvermögen ergibt sich mit Gl. (4.6) für Pkw und Nkw: iA, max =

rdyn mF g ( f R cos αSt + sin αSt ) TM, max ηges

.

(4.7)

Der dynamische Radhalbmesser rdyn gängiger Reifengrößen findet sich in Tabelle 3.3. Anhaltswerte für rdyn: Pkw ≈ 0,3 m; Nkw ≈ 0,5 m. Anhaltswerte für den Rollwiderstandsbeiwert fR gibt Tabelle 3.1. Bei unbeladenem Pkw wird in der Regel ein Steigvermögen q'max von größer 50 % verlangt. Dadurch wird gewährleistet, dass steile Rampen gut überwunden werden können und ein Anhängerbetrieb möglich ist. Das Beschleunigungsvermögen ist nicht nur von der Anfahrübersetzung abhängig, sondern wesentlich von der Tatsache beeinflusst, wie gut sich die Gänge an die Zugkrafthyperbel anschmiegen. Die geforderten Beschleunigungsergebnisse sind stark vom Markenimage des Fahrzeugs abhängig. Bei Nkw wird dagegen die größte Übersetzung oft vom Einsatzzweck des Fahrzeugs diktiert. So weisen beispielsweise Baustellenfahrzeuge oder Kehrmaschinen Gänge für extreme Langsamfahrt (vKriech) auf. Aus dem kinematischen Zusammenhang v = ωR rdyn

(4.8)

ergibt sich für einen Kriechgang bei Nkw

iA, max =

3,6

π nM, min rdyn 30 v Kriech

(4.9)

mit nM,min in 1/min, rdyn in m und vKriech in km/h. Diese sehr hochübersetzenden Gänge werden als Kriechgänge oder Crawler bezeichnet. 4.2.3 Wahl der kleinsten Übersetzung iA,min

Wird eine schlupffreie Kraftübertragung vom Rad auf die Straße und das Erreichen der (Soll-)Höchstgeschwindigkeit bei maximaler Motordrehzahl angenommen, so gilt für die kleinste Antriebsstrangübersetzung

106

4 Kennungswandler – Wahl der Übersetzungen

iA, min =

3,6

π nM, max rdyn 30 . vmax

(4.10)

mit nM,max in 1/min, rdyn in m und vmax in km/h. Nkw: Die Auslegung mit Vorgabe der Höchstgeschwindigkeit wird besonders bei NkwTriebsträngen vorgenommen, da hier zum einen gesetzliche Regelungen die Maximalgeschwindigkeit bestimmen und zum anderen die Abregeldrehzahl des Dieselmotors eine Begrenzung darstellt. Die aus der zulässigen Höchstgeschwindigkeit vmax resultierenden Auslegungsbereiche für Nkw in Europa sind in Abb. 4.5 aufgeführt. Pkw: Die Wahl der kleinsten Übersetzung kann nach unterschiedlichen Gesichtspunkten erfolgen. Zu bedenken ist der hohe Laufzeitanteil des höchsten Gangs. Er kann bei Pkw über 80 % betragen. Je nach Art der gewählten Auslegung wird unterschieden in

1/ vmax – optimale Auslegung: iA,min = iA(vmax,th), 2/ überdrehende Auslegung, 3/ unterdrehende Auslegung. 1/ vmax – optimale Auslegung

Damit die im Fahrzeug installierte maximale Motorleistung in maximale Fahrleistung umgesetzt wird, muss die Bedarfsleistungskurve PZ,B durch den Punkt maximaler Motorangebotsleistung PZ,Amax (= Pnenn) gehen [4.3]. Diesen Punkt nennt man Auslegungspunkt A, Abb. 4.6. Er repräsentiert die theoretisch (q' = 0 %; windstill) erreichbare Höchstgeschwindigkeit vmax,th.

Abb. 4.5. Auslegungsgeschwindigkeiten für die Festlegung von iA,min bei Nkw-Triebsträngen. Die Angaben zu den zulässigen Höchstgeschwindigkeiten beziehen sich auf Deutschland

4.2 Gesamtübersetzung und Getriebespreizung

107

Bei Pkw-Getrieben spielt im höchsten Gang aber auch die Beschleunigungsreserve und der Kraftstoffverbrauch eine wichtige Rolle. Als Maß für die Beschleunigungsreserve dient die zur Verfügung stehende Überschussleistung PZ,Ü, als Maß für den Kraftstoffverbrauch kann das Niveau der Motordrehzahl nM herangezogen werden, Abb. 4.6. 2/ Überdrehende Auslegung

Leistungsbedarf und Leistungsangebot schneiden sich entsprechend Abb. 4.6, Punkt B, im abnehmenden Kurvenabschnitt des Leistungsangebots PZ,A. Die in diesem Punkt bei überdrehender Auslegung erreichbare Geschwindigkeit vmax2 ist kleiner als vmax,th. Die Antriebsstrangübersetzung iA2,min ist größer als iA1,min = iA(vmax,th). Dies wird erreicht durch eine Vergrößerung der Übersetzung des höchsten Gangs iz oder der Endübersetzung iE. Da sich bei gleicher Geschwindigkeit eine höhere Motordrehzahl einstellt, wandert der Betriebspunkt im Muscheldiagramm in den Bereich höheren Kraftstoffverbrauchs. Diese Auslegung wird bei sportlichem Einsatz bevorzugt, da die Überschussleistung PZ,Ü2 groß ist.

Abb. 4.6. Wahl der Übersetzung im höchsten Gang bei Pkw. Für eine Geschwindigkeit von 170 km/h sind die Überschussleistungen und zugehörigen Motordrehzahlen herausgestellt. Auslegung: 1/ nach vmax,th ; 2/ überdrehend; 3/ unterdrehend

108

4 Kennungswandler – Wahl der Übersetzungen

3/ Unterdrehende Auslegung

Leistungsbedarf und Leistungsangebot schneiden sich auf dem ansteigenden Kurvenabschnitt des Leistungsangebots, Punkt C. Die Antriebsstrangübersetzung iA3,min ist hierbei geringer als iA(vmax,th). Merkmal dieser Auslegung ist die Absenkung der Motordrehzahl. Der Betriebspunkt wandert in einen Bereich günstigeren Kraftstoffverbrauchs. Zur Realisierung der unterdrehenden Auslegung, mit Verringerung der Antriebsstrangübersetzung, gibt es verschiedene Möglichkeiten: • Spreizung bei gleicher Gangzahl erhöhen, Abb. 4.7b, • Verringerung der Endübersetzung („Lange Achse“) Abb. 4.7c und • Spreizung erhöhen durch Erhöhen der Gangzahl – Schongang – Abb. 4.7d. Abbildung 4.7 zeigt diese Möglichkeiten am Beispiel eines Pkw-Antriebsstrangs mit 4-Gang-Getriebe.

Abb. 4.7. Möglichkeiten zur kraftstoffsparenden unterdrehenden Übersetzungsauslegung des Antriebsstrangs. Ausgangszustand: Abb. 4.7a

4.3 Wahl der Zwischengänge

109

Basis ist ein auf vmax,th ausgelegter Antriebsstrang, Abb. 4.7a. Eine Vergrößerung der Getriebespreizung bei gleicher Gangzahl bewirkt relativ große Lücken im Leistungsangebot und vermindert so das Beschleunigungsvermögen des Fahrzeugs. Eine Vergrößerung der Endübersetzung („Lange Achse“) bei gleicher Getriebespreizung führt zu einer kleineren Anfahrübersetzung und somit zu einem geringeren Steigvermögen und einer höheren Kupplungsbeanspruchung beim Anfahren. Gegenüber dem früher üblichen 4-Gang-Handschaltgetriebe wird heute zur Drehzahlsenkung ein fünfter bzw. sechster Gang (Schongang, Overdrive, Schnellgang, Spargang) hinzugefügt. Üblich sind Auslegungen des höchsten Gangs, die zu einer Drehzahlabsenkung von 10–20 % führen. Fünfte und sechste Gänge können bei Pkw-Handschaltgetrieben als drehzahlsenkende Schongänge ausgelegt werden. Ebenso können sie aber auch zu einem enggestuften Sportgetriebe führen, bei dem die höhere Gangzahl dazu dient, die Zugkrafthyperbel besser anzunähern und dadurch bessere Fahrleistungen zu erzielen. 4.2.4 Endübersetzung

Mit der Wahl der Endübersetzung iE erfolgt vor allem bei Nkw die Abstimmung der Fahreigenschaften und des Kraftstoffverbrauchs auf den Einsatzzweck. Beispielsweise werden Lkw und Omnibusse, die überwiegend in flachem Gelände gefahren werden, mit einer längeren Achse ausgerüstet als solche, die überwiegend in bergigem Gelände gefahren werden. Durch die längere Achse (iE,lang < iE,normal) wird bei gleicher Fahrgeschwindigkeit die Motordrehzahl, aber auch der Zugkraftüberschuss in allen Gängen verringert, Abb. 4.7c. Die in einer Stufe zu realisierende Endübersetzung liegt im Bereich 2 ≤ iE ≤ 7. Größere Übersetzungen werden durch eine weitere Übersetzungsstufe im Endabtrieb erreicht. Es gibt verschiedene konstruktive Lösungsmöglichkeiten, die Endübersetzung zu realisieren. In Abschn. 6.8 werden diese systematisch erläutert. In Abschn. 12.3 werden ausgeführte Konstruktionen von Endantrieben beschrieben.

4.3 Wahl der Zwischengänge Das Verhältnis der Übersetzungen zweier benachbarter Gänge, der Stufensprung φ, berechnet sich zu

ϕ=

i n −1 in

≤

nmax . n (Tmax )

(4.11)

Die Getriebeabstufung soll so groß gewählt werden, dass bei Erreichen des maximalen Motordrehmoments im Gang n der nächstkleinere Gang (n–1) eingelegt werden kann, ohne dass die zulässige Höchstdrehzahl nmax des Motors über-

110

4 Kennungswandler – Wahl der Übersetzungen

schritten wird, Abb. 4.8. Für die Wahl der Gangübersetzungen gelten folgende Gesichtspunkte:

• Je höher die Gangzahl des Getriebes ist, desto besser ist die Leistungsausnutzung des Motors durch Anschmiegen an die Zugkrafthyperbel. Mit steigender Gangzahl vergrößert sich aber auch die Schalthäufigkeit, und das Getriebe baut schwerer und größer. • Die Weganteile in den unteren Gängen sind vor allem bei Pkw gering. • Die Weganteile sind von der spezifischen Leistung des Fahrzeugs [kW/t], dem Streckenprofil, den Verkehrsverhältnissen sowie vom Fahrerverhalten abhängig. • Je kleiner der Stufensprung φ ist, desto leichter und angenehmer ist das Getriebe zu schalten. • Die Wärmebelastung an den Synchronringen ist proportional dem Quadrat des Stufensprungs. Unter Beachtung dieser teilweise widersprüchlichen Aspekte müssen bei der Auslegung des Getriebes Kompromisse eingegangen werden. Für die Berechnung der Gangabstufung haben sich in der Praxis zwei formale Methoden bewährt:

• geometrische Gangabstufung und • progressive Gangabstufung.

Abb. 4.8. Geschwindigkeits-Drehzahl-Diagramm eines Omnibusses mit 8-Gang2-Gruppengetriebe in Rangebauweise. Höchstgeschwindigkeit im Abregelbereich des Motors

4.3 Wahl der Zwischengänge

111

4.3.1 Geschwindigkeits-Drehzahl-Diagramm

Einen guten Überblick über die zweckmäßige Aufteilung der Getriebeübersetzungen gibt das Geschwindigkeits-Drehzahl-Diagramm. Häufig wird es als Getriebeplan oder auch als Sägezahndiagramm bezeichnet. Hier ist für jeden Gang n, von n = 1 bis z, über der Motordrehzahl die Fahrgeschwindigkeit aufgetragen. Abbildung 4.8 gibt beispielhaft das Geschwindigkeits-Drehzahl-Diagramm eines Omnibusses mit 8-Gang-2-Gruppengetriebe in Rangebauweise wieder. Das Getriebe ist geometrisch gestuft, siehe Abschn. 4.3.2. Die Höchstgeschwindigkeit wird im 8. Gang im Abregelbereich des Dieselmotors erreicht. Zu „Abregelbereich“, siehe auch Abb. 5.6. Im Sägezahndiagramm gekennzeichnet sind die Punkte frühestmöglichen Hochschaltens, ohne den Motor abzuwürgen bzw. frühestmöglichen Rückschaltens, ohne die maximale Motordrehzahl zu überschreiten. 4.3.2 Geometrische Gangabstufung

Der Stufensprung φ weist bei der geometrischen Auslegung zwischen den einzelnen Gängen theoretisch immer den gleichen Wert auf

ϕ th = z −1 iG, ges .

(4.12)

Die Übersetzung in den einzelnen Gängen n = 1 bis z ergibt sich zu

in = iz ϕ th (z−n ) .

(4.13)

In der Praxis ergeben sich kleine Abweichungen des Stufensprungs von φ th, Abb. 4.8. Die Annäherung an die effektive Zugkrafthyperbel FZ,Ae ist in allen Gängen gleich gut, Abb. 4.9a. Das hat zur Folge, dass sich die Differenz der Höchstgeschwindigkeiten zwischen den einzelnen Gängen mit steigendem Gang vergrößert. Eine geometrische Abstufung der Gänge wird vor allem bei Nkw-Getrieben vorgenommen, da infolge der geringeren spezifischen Leistung alle Gangstufen gleichermaßen bedeutend sind. Gruppengetriebe, Abb. 4.8, müssen geometrisch gestuft werden, um alle Übersetzungssprünge gleich groß zu gestalten und dadurch Überschneidungen einzelner Gänge zu vermeiden. Siehe dazu auch Abschn. 6.7.1, Ziffer 2/ „Mehr-Gruppengetriebe“. 4.3.3 Progressive Gangabstufung

Bei Pkw-Getrieben wird eine progressive Gangabstufung vorgenommen. Je höher der Gang, desto kleiner ist dabei der Stufensprung. In Abb. 4.9b ist die progressive Getriebeabstufung im Zugkraft- und im Geschwindigkeits-Drehzahl-Diagramm (Sägezahndiagramm) dargestellt. Deutlich zu erkennen ist, wie bei der progressi-

112

4 Kennungswandler – Wahl der Übersetzungen

ven Gangabstufung die Differenzen zwischen den Gang-Höchstgeschwindigkeiten annähernd konstant bleiben. Im Zugkraftdiagramm werden in den oberen Gängen die Lücken zwischen der effektiven Zugkrafthyperbel und dem Zugkraftangebot verkleinert. Dies äußert sich im für Pkw relevanten Geschwindigkeitsbereich in einem höheren Schaltkomfort (kleines φ) und einem besseren Beschleunigungsverhalten. Wegen der hohen verfügbaren Überschussleistung im unteren Geschwindigkeitsbereich können bei Pkw dort vergrößerte Lücken im Zugkraftangebot in Kauf genommen werden.

Abb. 4.9. Gangabstufung. Auswirkungen im Zugkraft- und Geschwindigkeits-DrehzahlDiagramm (Sägezahndiagramm). Übersetzungen gemäß Tabelle 4.1. a Geometrische Gangabstufung; b Progressive Gangabstufung

4.4 Übersetzungen und ihre Änderung bei Stufenlosgetrieben

113

Tabelle 4.1. a Geometrische Gangabstufung; b Berechnete und nach der Feinabstimmung letztendlich ausgeführte Übersetzungsverhältnisse eines 5-Gang-Pkw-Getriebes a) Gang: geom.

1

2

3

4

5

4,14

2,93

2,05

1,43

1,00

1

2

3

4

5

iberechnet

4,14

2,54

1,69

1,24

1,00

iausgeführt

4,20

2,49

1,66

1,24

1,00

iberechnet b) Gang: progr.

Bei gegebener Spreizung iG,ges und gewähltem Progressionsfaktor φ 2 kann der Grundstufensprung φ 1 berechnet werden,

ϕ 1 = z−1

1

(z −1)(z−2 ) iG,ges ϕ 0,5 2

.

(4.14)

Die Übersetzungen in in den Gängen n = 1 bis z berechnen sich zu

in = iz ϕ 1(z − n ) ϕ 20,5 (z − n )(z − n −1) . Übliche Werte sind:

(4.15)

φ 1 = 1,1 bis 1,7, φ 2 = 1,0 bis 1,2.

Die oben aufgeführte Berechnungsmethode liefert Startwerte für die Übersetzungswahl. In einer anschließenden Feinabstimmung werden die Gangübersetzungen dann an das Fahrzeug angepasst. Dies geschieht durch Fahr- und Prüfstandsversuche und rechnerische Fahrsimulation. Dabei spielen im Einzelfall aber auch die Prüf- und Abnahmebedingungen, beispielsweise für Verbrauch und Emissionen, eine Rolle. Ein Beispiel für die Auslegung eines Pkw-Getriebes wird in Tabelle 4.1 gegeben. Der Progressionsfaktor beträgt φ 2 = 1,1, der Grundstufensprung φ 1 = 1,24.

4.4 Übersetzungen und ihre Änderung bei Stufenlosgetrieben Stufenlos verstellbare Getriebe sind Drehzahl- und Drehmomentwandler, deren Übersetzung ohne Zugkraftunterbrechung kontinuierlich verändert werden kann. In Verbindung mit einer intelligenten Motor-Getriebe-Regelung bieten stufenlos verstellbare Getriebe die Möglichkeit einer besseren Nutzung des Motorkennfelds. Drehmoment und Drehzahl des Motors sind beim Einsatz stufenloser Getriebe frei wählbar, liegen aber auf der momentanen Bedarfsleistungshyperbel und in dem durch die Getriebespreizung aufgespannten Betriebsfeld. Siehe dazu auch

114

4 Kennungswandler – Wahl der Übersetzungen

Abb. 5.13 in Abschn. 5.3.4 „Stufenlosgetriebe“. Dabei stehen Motordrehzahl und Getriebeübersetzung in direkter Wechselwirkung zueinander. Die Spreizung von Stufenlosgetrieben beträgt üblicherweise iG,ges = 5–6. Bei Stufenlosgetrieben wird meist nicht von Spreizung, sondern von Regelbereich gesprochen. Durch entsprechenden konstruktiven Aufbau, beispielsweise durch mehrere Leistungszweige, siehe Abschn. 6.6.6, können stufenlose Getriebe auch mit einem größeren Regelbereich realisiert werden. Die begrenzte Drehmomentenkapazität der Umschlingungsgetriebe beschränkt deren Einsatz momentan auf Fahrzeuge mit einem Getriebeeingangsmoment unter 400 Nm. Die Verstellgeschwindigkeit des Getriebes und damit der Hub der Motordrehzahl wirkt sich ganz entscheidend auf den Fahrkomfort aus [4.2]. Die Verstellgeschwindigkeit ist definiert zu

n& =

dnM di = nAbtrieb . dt dt

(4.16)

Zu hohe Verstellgeschwindigkeiten beeinträchtigen den Fahrkomfort. Der zur Verstellung notwendige Energiebedarf wird dann teilweise aus der kinetischen Energie des Kraftfahrzeugs gedeckt. So kann sich das Vorzeichen der Beschleunigung umkehren; es kommt zum „Schaltrucken“, das vom Fahrer als unangenehm empfunden wird. Zu niedrige Verstellgeschwindigkeiten verbessern zwar einerseits den Fahrkomfort, bewirken aber andererseits eine träge Fahrzeugreaktion.

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

Fahrleistung, Verbrauch, Emissionen und Fahrkomfort bestimmen neben dem Design maßgeblich den Markterfolg eines Fahrzeugs

In Kapitel 3 wurden der Leistungsbedarf und das Leistungsangebot behandelt. Danach wurden in Kapitel 4 die Grundlagen für die Wahl der Übersetzungen erarbeitet. In diesem Kapitel geht es nun um die Abstimmung des Getriebes auf Motor und Fahrzeug. Dabei handelt es sich um Problemstellungen der Fahrzeuglängsdynamik. Die Optimierung des Antriebsstrangs und seiner Komponenten erfolgt durch rechnerische Fahrsimulation, Fahr- und Prüfstandsversuche. Die Komponenten des Antriebsstrangs – Motor, Anfahrelement, Schaltgetriebe, Endantrieb etc. – müssen dabei „passend“ zusammengeführt werden. Diese Abstimmung wird als „Powertrain-Matching“ bezeichnet. Die wesentlichen Optimierungskriterien sind dabei • • • •

Fahrleistungen, Kraftstoffverbrauch, Emissionen und Fahrkomfort.

Prinzipiell ist diese Anpassarbeit von beiden Seiten her nötig, also Anpassung des Motors an das Getriebe und umgekehrt. In der Praxis dominiert aber der Motor und das Getriebe hat sich seinen Eigenschaften zu „beugen“.

Abb. 5.1. Zusammenwirken von „Motorspreizung“ und Getriebespreizung

116

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

Abb. 5.2. Motorkennfeld mit den Muschellinien konstanten Kraftstoffverbrauchs eines Ottomotors. Die Fahrwiderstandslinien für minimale (iA,min) und maximale (iA,max) Antriebsstrangübersetzung spannen ein Betriebsfeld für Punkte unbeschleunigter Fahrt in der Ebene auf. Fahrzeug-, Motor- und Getriebedaten gemäß Abb. 5.3

Das Getriebe, als Mittler zwischen Motor und Fahrbahn, passt das Zugkraftangebot an den Zugkraftbedarf an und gewährleistet dadurch die gewünschten Fahrleistungen. Dazu wird der Drehzahlbereich des Motors auf einen Raddrehzahlbereich bzw. einen Geschwindigkeitsbereich abgebildet. Analog wird der Drehmomentbereich des Motors auf einen Drehmomentbereich, bzw. einen Zugkraftbereich an den Rädern abgebildet. Drehzahl- und Drehmomentbereich des Motors sollen nach Abschn. 3.3.2 als „Motorspreizung“ bezeichnet werden. Motorspreizung und Getriebespreizung ergeben zusammen ein Feld möglicher Zugkraft an den Rädern (Zugkraftangebot), Abb. 5.1. Das Getriebe erschließt die verbrauchsgünstigen Regionen des Verbrennungsmotors, Abb. 5.2. Die Auslegung der Getriebe- und der Endübersetzung sowie die Wahl der Schaltzeitpunkte haben einen großen Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch. Zwischen den Fahrwiderstandslinien TB für minimale und maximale Antriebsstrangübersetzung bei unbeschleunigter Fahrt in der Ebene können „diskrete“ Betriebslinien – Stufengetriebe – oder ein ganzes Betriebsfeld – Stufenlosgetriebe – liegen. Bei Stufengetrieben liegen die Betriebspunkte auf den Schnittpunkten der übersetzungsabhängigen Fahrwiderstandslinien mit den Linien der Angebots-

5.1 Zugkraftdiagramm

117

leistung T(P = konst.). Die Betriebspunkte können aber nur innerhalb des aufgespannten Felds liegen. Bei Steigungs- oder Gefällefahrten, ebenso bei Beschleunigungsvorgängen, verschiebt sich das Betriebsfeld aufgrund der sich ändernden Fahrwiderstände. Bei Stufengetrieben liegt meist nur die Fahrwiderstandskurve des höchsten Gangs im Bereich günstigen Verbrauchs. Nach Abb. 5.2 kann eine Motorleistung von 40 kW – T(P = 40 kW) – bei unbeschleunigter Fahrt in der Ebene (a = 0 m/s2 und q' = 0 %) im 3. Gang verbrauchsungünstig in Punkt 1: be ≈ 350 g/kWh oder im 5. Gang verbrauchsgünstig in Punkt 2: be ≈ 270 g/kWh erbracht werden. Die Übersetzung des höchsten Gangs ist dabei kraftstoffsparend gewählt, wenn die Fahrwiderstandskurve möglichst nahe an den Punkt be,min des niedrigsten spezifischen Kraftstoffverbrauchs herankommt. Siehe dazu auch Abschn. 3.3.3 „Verbrauchskennfeld“.

5.1 Zugkraftdiagramm Die Getriebeauslegung ist auf Beschleunigungs- und Steigvermögen in den einzelnen Gangstufen zu überprüfen. Im Zugkraftdiagramm, Abb. 5.3, werden das gangabhängige Zugkraftangebot und der Zugkraftbedarf nach Gl. (3.19) bis (3.22) in Abhängigkeit der Fahrzeuggeschwindigkeit aufgetragen.

Abb. 5.3. Zugkraftdiagramm mit den Bedarfskurven bei unterschiedlichen Steigungen für einen Mittelklassewagen mit Ottomotor nach Abb. 5.2

118

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

Abb. 5.4. Fahrleistungsdiagramm (ergibt sich aus dem Zugkraftdiagramm, Abb. 5.3)

Das Zugkraftangebot ist um den Triebstrangwirkungsgrad ηges reduziert. Er beinhaltet auch die Verluste durch Nebenaggregate, wie Servopumpen, siehe Abschn. 3.1.7. Durch Multiplikation der Zugkräfte mit der entsprechenden Geschwindigkeit wird die Leistung berechnet und kann im Fahrleistungsdiagramm, Abb. 5.4, eingezeichnet werden. Aus dem Zugkraftdiagramm können die Höchstgeschwindigkeit, das maximale Steigvermögen und die Überschusszugkraft in den einzelnen Gängen entnommen werden. Die Überschusszugkraft FZ,Ü ergibt sich zu FZ, Ü = FZ, A − FZ, B = FZ, A − FR − FSt − FL − Fa

=

(5.1)

T ( nM ) i A 1 ηges − mF g ( f R cos αSt + sin αSt ) − ρL cW A v 2 − mF λ a . rdyn 2

Im Zugkraftdiagramm wird die unbeschleunigte Fahrt, also a = 0 m/s2 dargestellt. Zur Interpretation des Steig- und Beschleunigungsvermögens eines Fahrzeugs wird die im Betriebspunkt zur Verfügung stehende Überschusskraft FZ,Ü aufgeteilt. Üblicherweise in Steigvermögen bei unbeschleunigter Fahrt FZ, Ü = FZ, A − FR − FL = mF g sin αSt

(5.2)

und in Beschleunigungsvermögen in der Ebene FZ, Ü = FZ, A − FR − FL = mF λ a .

(5.3)

5.1 Zugkraftdiagramm

119

5.1.1 Ermittlung eines Zugkraftdiagramms, Beispiel

Hier wird beispielhaft die Konstruktion des Zugkraftdiagramms aus Abb. 5.3 erläutert. Das Vorgehen lässt sich in folgende Arbeitsschritte unterteilen: A Ermitteln des Zugkraftangebots

1 Festlegen der fahrdynamischen Ausgangsgrößen: Ausgangsgrößen für die nachfolgenden Berechnungen sind die in Abb. 5.3 genannten Motor- und Getriebedaten. 2 Auswählen einiger charakteristischer Punkte der Volllastkurve: Die Volllastkurve des Beispielmotors ist in Abb. 5.2 dargestellt. Mit dieser Kurve und den Werten bei maximalem Moment und maximaler Leistung wird die Tabelle 5.1 begonnen. Tabelle 5.1. Konstruktionstabelle des Zugkraftdiagramms (wird fortgesetzt) nM [1/min]

800

2000

3000

4000

4750

5930

6200

TM [Nm]

115

150

170

175

189

179

170

3 Berechnen der zugehörigen gangabhängigen Geschwindigkeiten und Zugkräfte: Beispielhaft soll dies für den 1. Gang i1 = 3,72 erfolgen. Mit Gl. (4.5) wird

v [km/h ] =

3,6

v1.G [km/h]

π nM [1/min ] rdyn 30 : i1 iE

7,6

19,0

28,5

38,0

45,1

56,3

58,9

Der Triebstrangwirkungsgrad im 1. Gang sei konst. ηges = 0,92. Mit Gl. (3.22) FZ, A [kN ] = FZ,A1.G [kN]

T ( nM ) iE i1 ηges : 1000 rdyn 4,2

5,5

6,2

6,4

6,9

6,5

6,2

4 Einzeichnen der Zugkraftangebots-/Geschwindigkeits-Werte in ein Diagramm: Siehe Abb. 5.3: FZ,A-Kurve des ersten Gangs. B Ermitteln der Fahrwiderstandslinien

1 Festlegen der Ausgangsgrößen: Ausgangsgrößen für die Berechnung der Fahrwiderstandslinien sind die in Abb. 5.3 dargestellten Fahrzeugdaten. Die Luftdichte ρ L beträgt 1,199 kg/m3.

120

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

2 Berechnen des Zugkraftbedarfs für mehrere Geschwindigkeiten und Steigungen: Mit Gl. (3.20) für unbeschleunigte Fahrt

FZ, B [kN ] =

1 1000

⎡ 1 v 2 [km/h ]⎤ ⎢mF g ( f R cos αSt + sin αSt ) + ρL cW A ⎥. 2 3,6 2 ⎥⎦ ⎢⎣

Für Steigungen größer 10 % sind die Vereinfachungen cosα St ≈ 1 und sinα St ≈ tanα St nicht mehr zulässig. Mit dem geschwindigkeitsabhängigen Rollwiderstandsbeiwert f R wird v [km/h] fR FZ,B0% [kN]

0

50

100

150

200

250

0,0124

0,0124

0,0131

0,0145

0,0200

0,0330

0,18

0,26

0,48

0,86

1,45

2,29

3 Einzeichnen der Zugkraftbedarfs-/Geschwindigkeits-Werte in das Diagramm: Siehe Abb. 5.3: FZ,B-Kurve für Fahrt in der Ebene, q' = 0 %. C Ablesen relevanter Daten

1 Höchstgeschwindigkeit: Die Höchstgeschwindigkeit des Fahrzeugs in der Ebene wird im 4. Gang erreicht und beträgt etwa 218 km/h. Sie ergibt sich aus dem Schnittpunkt des Zugkraftangebots mit der Fahrwiderstandslinie für q' = 0 %. 2 Andere Fahrleistungsdaten: Siehe dazu die Tabellen 5.2 und 5.3. 5.1.2 Motorbremskraft

„Wer gut bremst, fährt schneller.“ Dieser Satz gilt insbesondere bei Nkw mit ihrem hohen Fahrzeuggewicht. Um hohe Durchschnittsgeschwindigkeiten zu erzielen und dadurch wirtschaftlich zu fahren, sind bei Nkw die fahrbaren Gefällegeschwindigkeiten von Bedeutung. Das sind die Geschwindigkeiten, die ohne Betätigen der Betriebsbremse (Reibbremse) unbeschleunigt fahrbar sind. Nach Art der Bremsung wird unterschieden zwischen [5.11] • Beharrungsbremsung: Verhindern unerwünschter Beschleunigung bei Talfahrt, • Verzögerungsbremsung: Verringern der Geschwindigkeit und gegebenenfalls Anhalten und • Festhaltebremsung: Verhindern unerwünschter Bewegung des ruhenden Fahrzeugs.

5.1 Zugkraftdiagramm

121

Im Schubbetrieb liefert der Verbrennungsmotor ein Bremsmoment, s. Abb. 3.14. Das Bremsmoment ergibt sich im Wesentlichen durch die Ladungswechselarbeit. Die Motorbremswirkung kann bei Nkw durch zusätzliche Dauerbremseinrichtungen, wie beispielsweise Auspuff-Drosselklappe oder Retarder, noch gesteigert werden. Siehe dazu Abschn. 11.6 „Fahrzeugdauerbremsen“. In Analogie zum Zugkraftangebot FZ,A wird in das Zugkraftdiagramm noch das Bremskraftangebot FB,A des Motors eingezeichnet. FB,A wird häufig auch als Schleppwiderstand bezeichnet. Der Leistungsfluss bei Schubbetrieb erfolgt von den Rädern zum Motor. Während das Zugkraftdiagramm beim Zugbetrieb von der Volllastkennlinie des Motors hin zur Straße gerechnet wird, Abb. 5.5,

FZ, A

⎛n T (nM ) ⎜⎜ M ⎝ nR = rdyn

⎞ ⎟⎟ ⎠ η = T ( nM ) iA η , ges ges rdyn

(5.4)

wird beim Schubbetrieb von der Straße zur Schubkennlinie des Motors hin gerechnet

⎛n T (nM ) = FB, A rdyn ⎜⎜ R ⎝ nM FB, A =

T ( nM ) ⎛n rdyn ηges ⎜⎜ R ⎝ nM

⎞ ⎟⎟ ⎠

⎞ ⎟⎟ ηges , ⎠ =

T ( nM ) iA . rdyn ηges

(5.5)

(5.6)

Wird bei der Berechnung der Motorbremskraft ein variabler Triebstrangwirkungsgrad ηges = Funktion (Übersetzung, Drehzahl, Drehmoment) berücksichtigt, dann ist daran zu denken, dass die Übersetzung in Richtung des Leistungsflusses definiert ist. Das heißt, bei Schubbetrieb „dreht sich die Übersetzung um“. Die Bewegungsgleichung für den Bremsvorgang ergibt sich aus den Gleichungen des Zugbetriebs, Abschn. 3.1 „Leistungsbedarf“. Bei der Verzögerungsbremsung, a < 0 m/s2, wirken Trägheitskräfte. Sie entsprechen dem Beschleunigungswiderstand Fa. Bei der Beharrungsbremsung ist a = 0 m/s2. Roll- und Luftwiderstand unterstützen den Bremsvorgang und erhalten ein negatives Vorzeichen.

Abb. 5.5. Leistungsfluss bei Zug- und Schubbetrieb

122

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

Bei Gefällefahrten entspricht die Hangabtriebskraft FH dem Steigungswiderstand FSt mit negativer Steigung q < 0 %. Bei Gefällefahrten ergibt sich der Bremskraftbedarf FB,B an den Rädern zu

FB,B = FH − Fa − FR − FL .

(5.7)

Das Bremskraftdefizit FB,D des Motors muss von der Betriebsbremse oder bei Nkw durch eine zusätzliche Dauerbremsanlage gedeckt werden

FB, D = FB, B − FB, A (nM , iA ) .

(5.8)

In den Abb. 5.3 und 5.4 sind das Zugkraft- und das Fahrleistungsdiagramm eines Mittelklassewagens mit Ottomotor dargestellt. In Abb. 5.6 ist das Zugkraftdiagramm eines 16-t-Lkw gezeigt. Der Einfluss einer zusätzlichen, gangverdichtenden Splitgruppe ist dort zu erkennen. Durch die Splitgruppe wird eine bessere Annäherung an die Zugkrafthyperbel FZ,Ae erreicht.

Abb. 5.6. Zugkraftdiagramm eines 16-t-Lkw mit 6-Gang-Getriebe. Motorbremskurven mit und ohne Auspuff-Drosselklappe

5.1 Zugkraftdiagramm

123

Neben dem Zugkraftangebot sind in Abb. 5.6 die Kurven der maximalen gangabhängigen Motorbremskraft dargestellt. Der 173 kW-Motor besitzt bei 2100 1/min eine Bremsleistung von 57 kW. Mit grauer Volllinie sind in Abb. 5.6 die Verläufe der Motorbremskurve bei Einsatz einer Motorbremse (Auspuff-Drosselklappe) eingezeichnet. Mit Auspuff-Drosselklappe erreicht der Motor bei 2100 1/min eine Bremsleistung von etwa 100 kW. Während die Motorbremskraft ohne Auspuff-Drosselklappe im 5. Gang nicht ausreicht, ein 5 %-Gefälle unbeschleunigt zu befahren, Punkt 1, ist dies mit Motorbremse im 5. Gang möglich, Punkt 2. Ohne Auspuff-Drosselklappe muss das Fahrzeug das Gefälle im 3. Gang mit geringerer Geschwindigkeit befahren, Punkt 3. 5.1.3 Stufengetriebe mit Trockenkupplung

Abb. 5.3 und Abb. 5.6 zeigen die Zusammenarbeit von Verbrennungsmotoren mit Stufengetrieben. In Abb. 5.3 handelt es sich um einen Pkw, in Abb. 5.6 um einen Lkw. Anfahrelement ist in beiden Fällen eine konventionelle Trockenkupplung. Bei stark motorisierten Lkw und Bussen wird die Höchstgeschwindigkeit häufig im Abregelbereich des Dieselmotors erreicht, d.h. jenseits der eigentlichen Maximaldrehzahl. 5.1.4 Stufengetriebe mit Drehmomentwandler

Zur Bestimmung des Zugkraftverlaufs eines Stufengetriebes mit hydrodynamischem Drehmomentwandler in Trilok-Bauweise ist das Wandlerversuchsdiagramm notwendig, Abb. 5.7. Siehe hierzu auch Kapitel 10 „Anfahrelemente“ und Abschn. 10.4 „Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler“.

Abb. 5.7. a Wandlerversuchsdiagramm; b Motorkennfeld mit Wandlerparabeln. nPV = 2000 1/min; ν K = 0,85

124

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

Im Wandlerversuchsdiagramm, Abb. 5.7a, ist das bei der Pumpenversuchsdrehzahl nPV = 2000 1/min ermittelte Pumpenversuchsmoment TPV (TP2000) und die zugehörige Drehmomentwandlung µ über der Drehzahlwandlung ν aufgetragen. Vom Wandlerversuchsdiagramm ausgehend, werden die Pumpenmomentparabeln konstanter Drehzahlwandlung, die so genannten Wandlerparabeln, in das Motorkennfeld eingezeichnet. Die Wandlerparabeln spannen ein Feld möglicher Motorbetriebspunkte auf. Mit den abgelesenen TPV-Werten aus Abb. 5.7a und mit nPV = 2000 1/min wird der Kennwert des hydrodynamischen Wandlers k (ν ) =

TPV n 2PV

(5.9)

und damit ergeben sich die Wandlerparabeln zu

TP = k (ν) n 2P .

(5.10)

Dabei gilt TP = TM und nP = nM. In den Schnittpunkten der Wandlerparabeln mit der Volllastkurve werden nun Drehzahl nP und Drehmoment TP von der Motorbzw. Pumpenseite auf die Drehzahl nT und das Drehmoment TT der Turbinenseite des Wandlers umgerechnet. Dabei gilt:

nT = ν n P .

(5.11)

Abb. 5.8. Zugkraftdiagramm des Fahrzeugs nach Abb. 5.3 mit 5-Gang-Automatgetriebe und Trilok-Wandler

5.1 Zugkraftdiagramm

125

Für vorgegebene ν -Werte können nun im Wandlerversuchsdiagramm die zugehörigen µ -Werte abgelesen werden. Mit ihnen errechnet sich das Turbinenmoment TT zu TT = µ TP .

(5.12)

Mit den Getriebeeingangsgrößen TT und nT können nun, wie in Abschn. 5.1.1 beschrieben, die Zugkraftangebotsverläufe berechnet werden. Mit ν K ist das Drehzahlverhältnis im Kupplungspunkt bezeichnet. Im Wandlungsbereich des TrilokWandlers, für ν < ν K ist µ > 1. Das Zusammenwirken von Motor und TrilokWandler bei einem konventionellen Automatgetriebe ist in Abb. 5.8 dargestellt. In Abb. 5.9 ist der Turbinen- bzw. Getriebeeingangsmomentenverlauf für Volllast und Teillast – Linien gleicher Gaspedalstellung – angegeben. Der Kupplungspunkt des Trilok-Wandlers verschiebt sich gemäß der Pumpenparabel für ν K. Trilok-Wandler weisen zur Momentenübertragung prinzipbedingt auch nach dem Kupplungspunkt eine Differenzdrehzahl zwischen Wandlerpumpe und Wandlerturbine auf. Dies wirkt sich ungünstig auf den Kraftstoffverbrauch aus. Das Schließen einer Wandlerüberbrückungskupplung (WK), und damit das Überbrücken des schwingungsdämpfenden Wandlers, ist nur dann möglich, wenn die vom Motor induzierten Torsionsschwingungen im Triebstrang die Komfortgrenze nicht überschreiten. „Harte“ Trilok-Wandler ohne WK, die eine steil aufgerichtete ν K-Parabel aufweisen und mit großen Zeitanteilen im Kupplungsbereich betrieben werden, sind hinsichtlich Schwingungsentkoppelung günstiger als Wandler mit geschalteter WK. Dafür sind sie hinsichtlich Verbrauch ungünstiger. Ferner sind harte Wandler, mit großer Drehmomentaufnahme, für aufgeladene Dieselmotoren mit ihrer Anfahrschwäche nicht geeignet. Trilok-Wandler sind daher seit Mitte der 1990er Jahre generell mit WK ausgerüstet.

Abb. 5.9. Zusammenarbeit von Motor und Trilok-Wandler bei Volllast und Teillast

126

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

Die Anforderungen an die WK bezüglich Reduktion des Kraftstoffverbrauchs, Schaltqualität, Schwingungsentkoppelung und Steigerung der Fahrdynamik haben über die Jahre stetig zugenommen. War es bis Anfang der 1980er Jahre ausreichend, den Anfahrvorgang mit der Momentenüberhöhung des hydrodynamischen Wandlers zu unterstützen und dann die WK in den höheren Gängen bei höheren Geschwindigkeiten zu schließen, ermöglichen es Wandlerüberbrückungskupplungen mit geregeltem Schlupf, die Fahrbereiche, in denen die WK aktiv ist, deutlich zu erweitern. Moderne Systeme mit geregelter Wandlerüberbrückungskupplung (GWK) werden bereits im ersten Gang geschaltet und in sämtlichen Gängen schlupfgeregelt betrieben. Das erfordert aufwändige Ansteuerungs- und Regelkonzepte sowie konstruktive Maßnahmen im Hinblick auf die thermische Beanspruchung und Schwingungsentkoppelung. Siehe dazu auch Abschn. 10.4.6 „Konstruktive Ausführungen von hydrodynamischen Drehmomentwandlern“.

5.2 Fahrleistungen Die Fahrleistungen eines Kraftfahrzeugs sind durch seine erreichbare Höchstgeschwindigkeit und sein Steig- und Beschleunigungsvermögen gekennzeichnet. Aus der Gegenüberstellung von Zugkraftangebot und Zugkraftbedarf können nach Gl. (5.1) die Fahrleistungen eines Kraftfahrzeugs ermittelt werden. Die Vorgehensweise für die Bestimmung der Höchstgeschwindigkeit, der Beschleunigung und der Zugkraft eines Kraftfahrzeugs ist in DIN 70020 [5.2] festgelegt. Um die Fahrleistungen eines Fahrzeugs zu dokumentieren, werden häufig die Fahrleistungsdaten an der Stelle des maximalen Motormoments und an der Stelle der maximalen Motorleistung angegeben. Tabelle 5.2 zeigt dies für das Beispielfahrzeug nach Abb. 5.3. In Tabelle 5.3 sind zusätzlich einige Fahrzustands- und Verbrauchsdaten bei Fahrt mit konstanten Geschwindigkeiten angegeben. Tabelle 5.2. Fahrleistungsdaten des Beispielfahrzeugs nach Abb. 5.3. Geschwindigkeit v, Zugkraft FZ,A , Überschusszugkraft FZ,Ü, Steigvermögen q'max und Beschleunigungsvermögen amax an der Stelle Tmax = 189 Nm bei 4750 1/min und T(Pmax) = 179 Nm bei 5930 1/min Gang

v [km/h] bei

FZ,A [kN] bei

FZ,Ü [kN] bei

q'max [%] bei

amax [m/s2] bei

Tmax

Tnenn

Tmax

Tnenn

Tmax

Tnenn

Tmax

Tnenn

Tmax

Tnenn

1

45,8

57,2

6,9

6,5

6,6

6,2

49

46

3,7

3,4

2

83,5

104,3

3,8

3,5

3,3

3,0

23

21

2,0

1,8

3

127,0

158,5

2,5

2,4

1,8

1,4

12

10

1,2

0,9

4

170,1

212,4

1,9

1,8

0,8

0,2

5

1

0,5

0,1

5

213,2

266,1

1,5

1,4

–

–

–

–

–

–

5.2 Fahrleistungen

127

Tabelle 5.3. Fahrzustands- und Verbrauchsdaten für einige Konstantgeschwindigkeiten. Motordrehzahl nM, Streckenverbrauch bs und Steigvermögen q'max nM [1/min] bei [km/h]

Gang

bs [l/100 km] bei [km/h]

q’max [%] bei [km/h]

30

60

90

120

30

60

90

120

30

60

90

120

1

3112

–

–

–

15,1

–

–

–

33,7

–

–

–

2

1706 3412 5118

–

8,5

9,8

11,5

–

15,7

16,4

18,3

–

3

1122 2244 3367 4489

6,8

6,6

7,9

9,8

8,7

10,3

10,6

11,3

4

837

1675 2512 3350

6,1

5,7

6,8

8,4

4,9

6,4

6,5

6,0

5

–

1336 2005 2673

–

5,1

6,0

7,4

–

4,7

4,4

3,9

5.2.1 Höchstgeschwindigkeit

Nach DIN 70020 ist als Höchstgeschwindigkeit der Mittelwert der beiden höchsten Geschwindigkeiten aus Hin- und Rückfahrt definiert, die ein Fahrzeug über eine Messstrecke von 1 km Länge durchhalten kann. Die wesentlichen Prüfbedingungen sind: • Belastung des Fahrzeugs mit der halben Differenz zwischen zulässigem Gesamtgewicht und Leergewicht, • Ebene, trockene und griffige Fahrbahn, • Höchste Windgeschwindigkeit ±3 m/s und • Messstrecke muss in unmittelbarer Folge hin und zurück durchfahren werden. Im Zugkraftdiagramm ergibt sich die Höchstgeschwindigkeit durch Schnitt der Zugkraftbedarfslinie mit der des Zugkraftangebots, Abb. 5.3, 5.4, 5.6 und 5.8. Durch die Wahl des Übersetzungsverhältnisses der einzelnen Gänge des Schaltgetriebes wird die maximale Geschwindigkeit in den jeweiligen Gängen festgelegt. 5.2.2 Steigvermögen

Das Steigvermögen ist durch den Steigungswiderstand nach Gl. (3.13) gekennzeichnet. Für die Bestimmung des Steigvermögens wird eine gleichförmige Geschwindigkeit vorausgesetzt (a = 0 m/s2), so dass die gesamte Überschusszugkraft FZ,Ü nach Gl. (5.2) für die Überwindung der Steigung zur Verfügung steht. Das maximale Steigvermögen ergibt sich zu sin αSt, max =

FZ, Ü mF g

.

(5.13)

128

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

Abb. 5.10. a Gangabhängiges Steigvermögen; b gangabhängiges Beschleunigungsvermögen des Beispielfahrzeugs nach Abb. 5.3

Üblich ist die Umrechnung des Steigungswinkels α St in die Fahrbahnsteigung q' in Prozent, Gl. (3.14). Aus dem Zugkraftdiagramm kann in Abhängigkeit der Geschwindigkeit für die einzelnen Gänge die jeweilige Überschusszugkraft abgelesen werden. Nach Gl. (5.13) lässt sich so das gangabhängige Steigvermögen berechnen und in Abhängigkeit der Geschwindigkeit in einem Diagramm auftragen, Abb. 5.10a. 5.2.3 Beschleunigungsvermögen

Für maximale Beschleunigung in der Ebene (αSt = 0) ergibt sich aus Gl. (5.3): amax =

FZ, Ü mF λ n

.

(5.14)

Mit Gl. (5.14) erhält man mit dem gangabhängigen Drehmassenzuschlagfaktor λ n ein gangabhängiges Beschleunigungsvermögen, Abb. 5.10b. Bei Nutzfahrzeugen werden im kleinsten Gang oftmals hohe Übersetzungen vorgesehen, um dem Fahrzeug bei voller Zuladung noch eine gute Steigfähigkeit zu ermöglichen. Dadurch kann der Drehmassenzuschlagfaktor sehr große Werte annehmen und es kann der Fall auftreten, dass dadurch das Beschleunigungsvermögen im zweiten Gang besser ist als im ersten.

5.3 Kraftstoffverbrauch Der Kraftstoffverbrauch bestimmt maßgeblich die Wirtschaftlichkeit eines Kraftfahrzeugs. Er ist aber verstärkt auch unter dem Gesichtspunkt der Ressourcenschonung und der Schadstoffemissionen zu sehen.

5.3 Kraftstoffverbrauch

129

Der Kraftstoffverbrauch eines Fahrzeugs wird je nach Bezugsgröße angegeben als • Streckenverbrauch bs in l/100 km und • Zeitlicher Kraftstoffverbrauch bt in g/h. Er kann durch Berechnungen oder Versuche bestimmt werden. Die Prüfbedingungen zur Messung des Kraftstoffverbrauchs von Personenkraftwagen, Lastkraftwagen und Kraftomnibussen sind in entsprechenden Richtlinien festgelegt [5.3]. Als wesentliche Prüfbedingung gilt auch hier die Belastung des Fahrzeugs mit der halben Differenz aus zulässigem Gesamtgewicht und Leergewicht. Je nach Fahrweise, Straßen- und Verkehrsverhältnissen, Umwelteinflüssen und Fahrzeugzustand sowie der Fahrzeugausstattung, ergeben sich im realen Einsatz jedoch Kraftstoffverbrauchswerte, die von den Werten der Normzyklen abweichen. Einen Haupteinfluss auf den Verbrauch hat der Fahrer. Er legt durch seine Geschwindigkeits- und Gangwahl die Motorbetriebspunkte und damit den Verbrauch fest. 5.3.1 Rechnerische Kraftstoffverbrauchsermittlung, Beispiel

Im Motorkennfeld mit den Muschellinien konstanten spezifischen Kraftstoffverbrauchs, Abb. 5.2, wird der momentane Betriebspunkt eingezeichnet und der zugehörige spezifische Verbrauch be abgelesen. Dazu wird die Motordrehzahl nM und das zugehörige Motordrehmoment T(nM) benötigt. Die Motordrehzahl berechnet sich aus der Fahrgeschwindigkeit mit Gl. (4.8) zu nM =

v iA . 2 π rdyn

(5.15)

Das Bedarfsmotordrehmoment TZ,B(nM) ergibt sich nach Gl. (3.22) aus dem Zugkraftbedarf an den Rädern unter Berücksichtigung des Wirkungsgrads, TZ, B (nM ) =

FZ, B rdyn

1

iA

ηges

.

(5.16)

Ist beim Muscheldiagramm anstatt des Motordrehmoments oder der Motorleistung der effektive Mitteldruck pme im Zylinder angegeben, dann kann nach Gl. (3.26) eine Umrechnung erfolgen. Die Motorbedarfsleistung PZ,B(nM) ergibt sich zu PZ, B (nM ) = FZ, B v

1 . ηges

(5.17)

Mit den Gl. (5.16) und (5.17) lässt sich dann der Streckenverbrauch berechnen: bs =

be P (nM ) be FZ, B = . ρKr v ρKr ηges

(5.18)

Mit dem Muschelkennfeld aus Abb. 5.2 soll für die eingezeichneten Betriebspunkte 1 und 2 der Streckenverbrauch beispielhaft errechnet werden.

130

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

Beispiel:

Das Fahrzeug mit den Daten gemäß Abb. 5.3 soll auf der Ebene konstant 150 km/h fahren. Mit fR = 0,0145 und ρ L = 1,199 kg/m3 ergibt sich ein Zugkraftbedarf an den Rädern von 862 N. Bei einem angenommenen konstanten Triebstrangwirkungsgrad ηges = 0,92 ergibt sich nach Gl. (5.17) eine Motorbedarfsleistung von ca. 40 kW. Fährt das Fahrzeug die Geschwindigkeit im 3. Gang, dann stellt sich gemäß Abb. 5.2 im Betriebspunkt 1 ein spezifischer Kraftstoffverbrauch be ≈ 350 g/kWh ein. In Gl. (5.18) eingesetzt, ergibt sich mit einer Dichte des Ottokraftstoffs ρ Kr = 755 g/l, Abb. 3.17, ⎡ g ⎤ 350 ⎢ ⎥ 40 [kW ] ⎡ l ⎤ ⎡ l ⎤ ⎣ kWh ⎦ bs = = 0,124 ⎢ = 12,4 ⎢ ⎥. ⎥ ⎡g⎤ ⎡ km ⎤ ⎣ km ⎦ ⎣100 km ⎦ 755 ⎢ ⎥ 150 ⎢ ⎥ ⎣l ⎦ ⎣ h ⎦ Fährt der Fahrer im 5. Gang, Betriebspunkt 2 in Abb. 5.2, dann beträgt be ≈ 270 g/kWh. Alternativ soll nun direkt der Zugkraftbedarf in Gl. (5.18) eingesetzt werden. Dann wird ⎡ Ws kWh ⎤ ⎡ g ⎤ 270 ⎢ ⎥ 862 ⎢ N = m = km 3600 ⎥ kWh ⎣ ⎦ ⎣ ⎦ = 0,093 ⎡ l ⎤ = 9,3 ⎡ l ⎤ . bs = ⎢ ⎥ ⎢ km ⎥ ⎡g⎤ ⎣ ⎦ ⎣100 km ⎦ 755 ⎢ ⎥ 0,92 ⎣l ⎦

Abb. 5.11. Gangabhängiger Streckenverbrauch für das Beispielfahrzeug nach Abb. 5.3. Betriebspunkt 1, nach Abb. 5.2: 150 km/h im 3. Gang führt zu einem Streckenverbrauch von 12,4 l/100 km. Betriebspunkt 2 hingegen führt im 5. Gang zu 9,3 l/100 km

5.3 Kraftstoffverbrauch

131

Der Fahrer kann also durch die Wahl des Gangs bzw. des Schaltzeitpunkts ganz entscheidend auf den Verbrauch einwirken. Abb. 5.11 zeigt den gangabhängigen Kraftstoffverbrauch des Beispielfahrzeugs. Für jeden Gang gibt es eine verbrauchsoptimale Geschwindigkeit. Aufgrund des quadratischen Einflusses der Geschwindigkeit auf den Luftwiderstand steigt bei hoher Geschwindigkeit der Leistungsbedarf stark an und somit auch der Kraftstoffverbrauch. Um den Kraftstoffverbrauch mit Gl. (5.18) auf Zyklen mit sich ändernder Geschwindigkeit berechnen zu können, muss der Fahrzyklus in kleine Zeitintervalle zerlegt werden, in denen die Beschleunigung als konstant angenommen wird. Die rechnerische Kraftstoffverbrauchsberechnung auf genormten Zyklen und freien Strecken ist ein wichtiges Anwendungsgebiet für Fahrsimulationsprogramme, s. Kapitel 14 „Rechnerunterstützte Getriebeentwicklung“. 5.3.2 Kraftstoffverbrauchsermittlung durch Messung Die Messung des Kraftstoffverbrauchs erfolgt entweder auf einem Rollenprüfstand oder bei Testfahrten. Hierbei kommen drei Methoden zum Einsatz: • Gravimetrisches bzw. volumetrisches Messverfahren, • Durchflussmessung und • Ermittlung des Verbrauchs aus der Abgaszusammensetzung über die Kohlenstoffbilanz. Zur Beurteilung des Verbrauchs- und Emissionsverhaltens von Fahrzeugen werden meist genormte Zyklen herangezogen, Tabelle 5.4. Bei diesen Zyklen ist als wichtigste Größe der Geschwindigkeitsverlauf, gegebenenfalls mit Stillstandszeiten, über der Zeit festgelegt. Abbildung 5.12a zeigt den Geschwindigkeitsverlauf des europäischen NEFZ2000 (Neuer Europäischer Fahrzyklus) aus dem Jahr 2000. Dieser Fahrzyklus besteht aus 4 aufeinander folgenden Grundstadtfahrzyklen mit einer Zyklusdauer von je 195 s – dem ECE City-Fahrzyklus – und dem 400 s dauernden Außerorts-Fahrprogramm EUDC (Extra Urban Driving Cycle). In Abb. 5.12b ist der Verlauf der Geschwindigkeit über der Zeit für den amerikanischen FTP75-Testzyklus (Federal Test Procedure) dargestellt. Dieses Testprogramm besteht aus einem 2-phasigen UDDS (Urban Dynamometer Driving Schedule) City-Zyklus, wobei der Zyklus erst komplett durchfahren wird – kalte Übergangsphase und stabilisierte Phase – und nach einer 10-minütigen Standzeit die erste Phase (0–505 s) als warme Übergangsphase wiederholt wird. In den USA regelt eine gesetzliche Vorschrift die Begrenzung des Gesamtkraftstoffverbrauchs aller Fahrzeuge eines Herstellers, der so genannte Flottenverbrauch. In Europa gibt es noch keine derartigen gesetzlichen Vorgaben. Allerdings existiert eine freiwillige Vereinbarung der ACEA (Vereinigung der europäischen Fahrzeughersteller) mit der EU, den durchschnittlichen CO2-Ausstoß von neuen Pkw bis zum Jahr 2008 auf 140 g/km CO2 zu senken. Gleich lautende Vereinbarungen existieren auch mit dem japanischen Verband JAMA und dem koreanischen Verband KAMA.

132

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

Tabelle 5.4. Wichtige festgelegte Fahrzyklen für Pkw Zyklus

vmax Zeit Länge ø-v [s] [m] [km/h] [km/h]

Besonderheiten

Ziel

NEFZ2000 (EU)

1180 11007

33,6

120 • hoher Leerlaufanteil • Abgas (28 %) • Verbrauch • OBD-Test

City-Cycle UDDS (USA)

1372 12068

31,4

91,2 • Teil des FTP75

• Abgas • Verbrauch

FTP75 (USA)

1877 17763

34,1

91,2

• Abgas • Verbrauch

Highway-Cycle (USA)

765

16444

77,4

96,4 • Bestimmung Kraft- • Verbrauch stoffverbrauch • Bestimmung NOx

SC03-Cycle (USA)

594

5792

34,8

88,2 • Start Control• Abgas Zyklus • Klimaanlage an • SFTP-Zyklus: Einzeltest oder zusammen mit FTP75

US06-Cycle (USA)

600

12872

77,9

129,2 • Belastungszyklus • Abgas (Autobahnzyklus) • Heisstest • SFTP-Zyklus: Einzeltest oder zusammen mit FTP75

New York City Cycle (USA)

600

1931

11,4

44,6 • Running Loss Test • Verdunstungsmessung bei Pkw mit Ottomotoren

CARB Unified Cycle (USA)

1735 17699

36,7

108,1 • wahlweise anstelle • OBD-Test FTP75

10•15-Mode (Japan)

660

4160

22,7

11-Mode (Japan)

505

4083

30,6

60,0 • Kaltstarttest • Abgas • bis 2007 nur für Otto-, ab 2007 auch für Dieselmotoren

JC08 (Japan)

1204

8200

24,4

81,6 • ab 2008 geplant als • Abgas Kaltstarttest • ab 2011 geplant als Kaltstart- und Heißstarttest

70

• Heißstarttest • Bis 2010

• Abgas • Verbrauch

5.3 Kraftstoffverbrauch

133

Abb. 5.12. Geschwindigkeitsverläufe von Testzyklen. a) NEFZ2000, b) FTP75

Bei Nkw wird der Kraftstoffverbrauch üblicherweise auf realen Strecken gemessen bzw. durch Fahrsimulation errechnet. Durch die starke Variation der Aufbauten und die Ausrüstung ist der Vergleich von Nkw anhand ihres Verbrauchs schwieriger als bei Pkw. In der Regel wird die Kurve des spezifischen Volllastverbrauchs des Motors herangezogen. Üblich ist auch Messung von Teillastverbräuchen der Testfahrzeuge für einige Konstantgeschwindigkeiten – beispielsweise: 70, 80 und 95 km/h. Für Omnibusse, v.a. Linienbusse, existieren firmenspezifische Musterzyklen. Bei Nkw besteht ein Zielkonflikt zwischen der Fahrgeschwindigkeit und dem Kraftstoffverbrauch. Eine Möglichkeit zur Bewertung ist der Wirtschaftlichkeitsfaktor [5.7]:

Nkw - Wirtschaftlichkeitsfaktor =

Durchschnittsgeschwindigkeit ∅v . Streckenverbrauch bs

(5.19)

Je höher der Wirtschaftlichkeitsfaktor ist, desto besser. 5.3.3 Senkung des Kraftstoffverbrauchs

Das Getriebe beeinflusst auf zwei Arten den Kraftstoffverbrauch. Zum einen durch seine eigenen Getriebeverluste, Abschn. 2.4.6 und 3.1.7, und zum anderen durch die Bereitstellung geeigneter Übersetzungen zur verbrauchsorientierten Nutzung des Motors. Stufengetriebe haben einen derart guten Wirkungsgrad, dass dieser für Verbesserungen kaum noch zugänglich ist. Bei Stufenlosgetrieben spielt der Getriebewirkungsgrad hingegen eine große Rolle. Einen dominierenden Einfluss auf den Verbrauch hat aber der Fahrer!

134

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

Zur Senkung des Kraftstoffverbrauchs bestehen im Wesentlichen folgende Möglichkeiten: • Optimierung des Wirkungsgrads des Verbrennungsmotors und hier vor allem Senkung des Teillastverbrauchs, • Bedarfsgerechte Motorisierung, d.h. Vermeidung von Über- aber auch Untermotorisierung, • Senken der Fahrwiderstände, beispielsweise Luft- und Rollwiderstand, • Senken der Verluste der Nebenverbraucher wie Servopumpen, Klimaanlagen usw., • Optimierung des Getriebewirkungsgrads. Hier ist vor allem an Stufenlosgetriebe, und dazu ist auch der hydrodynamische Wandler zu zählen, gedacht, • Adaptive Steuerung der Übersetzungswahl von Stufenautomatgetrieben und Stufenlosgetrieben, • Verkehrsleittechnik zur Senkung unnötiger Stillstandszeiten und • Optimieren des Fahrerverhaltens. Durch intelligente Steuerungen könnte der Fahrer vor seinen eigenen Fehlbedienungen geschützt werden. Wie weit diese „Entmündigung“ gehen kann, ist von vielen Randbedingungen abhängig. 5.3.4 Stufenlosgetriebe

Die Stufenlosgetriebe bieten im Gegensatz zu Stufengetrieben die Möglichkeit, die Motorbetriebspunkte auf der Leistungshyperbel entsprechend einer Regelstrategie zu wählen. Der Betriebspunkt ergibt sich durch den Schnitt der Linie T(P) mit der Regelkennlinie. Prinzipiell kann jeder Punkt innerhalb des durch die Getriebespreizung aufgespannten Betriebsfelds, Abb. 5.13, eingestellt werden. Bei stationärem Fahrbetrieb in der Ebene liegen alle Betriebspunkte innerhalb des Betriebsfelds. Bei Stufenlosgetrieben, und hier sei in erster Linie an Umschlingungsgetriebe gedacht, spielt der Getriebewirkungsgrad eine entscheidende Rolle. Er ist deutlich schlechter als der von Stufengetrieben. Dazu trägt das Umschlingungsmittel selbst bei, aber auch die prinzipbedingt notwendige Verstell- und Anpresspumpe. Diese gewährleistet die leistungsabhängige Anpressung der Kegelscheiben. Motorwirkungsgrad und Getriebewirkungsgrad stehen im Wettstreit. Man könnte sagen: „Was die rechte Hand gibt, nimmt die linke wieder weg.“ Je nach Optimierungskriterium, Verbrauch oder Fahrleistung, erhält man unterschiedliche Regelkennlinien, Abb. 5.13. Die verbrauchsoptimale Regelkennlinie entspricht der Linie minimalen Kraftstoffverbrauchs. Eine hinsichtlich den Fahrleistungen optimierte Regelkennlinie bietet in jedem Betriebspunkt eine hohe Überschusszugkraft an. Bei der Regelkennlinie sind Kompromisslösungen notwendig, die auch den Komfortanforderungen – Driveability – Rechnung tragen. Eine Regelkennlinie reicht dazu nicht aus. Fahrsituationsabhängige, adaptive Strategien zur Übersetzungsänderung sind angebracht. Siehe dazu auch Kapitel 13.

5.4 Emissionen

135

Abb. 5.13. Motorkennfeld nach Abb. 5.2, mit beispielhaften Regelkennlinien für ein Stufenlosgetriebe: verbrauchsorientiert, fahrleistungsorientiert und eine Kompromisslösung

5.4 Emissionen Wie beim Verbrauch, so kann auch bei den Emissionen in solche unterschieden werden, die das Getriebe direkt verursacht und solche, die durch den übersetzungsbedingten Motorbetriebspunkt entstehen. Die Ursachen und Abhilfemaßnahmen der Geräuschemissionen durch das Getriebe sind in Abschn. 7.5 „Entwicklung geräuscharmer Getriebe“ ausgeführt. Umweltschädigend sind die Schadstoffemissionen des Verbrennungsmotors. Die bedeutendsten Schadstoffkomponenten sind • Kohlenmonoxid CO, • Stickoxide NOx , • Unverbrannte Kohlenwasserstoffe HC und bei Dieselmotoren zusätzlich • Rußpartikel.

136

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

Tabelle 5.5. Abgasgrenzwerte für Pkw nach EURO IV (Grenzwerte für leichte Nkw sind abhängig vom Fahrzeuggewicht höher) Pkw

CO [g/km]

HC [g/km]

HC + NOx [g/km]

NOx [g/km]

Partikelmasse [g/km]

Ottomotor

1,0

0,1

–

0,08

–

Dieselmotor

0,5

–

0,3

0,25

0,025

Die Emission des für den Treibhauseffekt verantwortlichen CO2 ist proportional dem Kraftstoffverbrauch. Bewertung und Vergleich der Emissionen erfolgt bei Pkw auf den in Tabelle 5.4 beschriebenen Testzyklen. In der EU gibt es Abgasgrenzwerte für Pkw seit Anfang und für Nkw seit Ende der 1970er Jahre. Die Grenzwertstufen sind in der Richtlinie 98/69/EC festgelegt. EURO IV gilt für Pkw ab 2005 und für leichte Nkw (kleiner 3,5 t) ab 2006. Die Richtlinie schreibt neben den Grenzwerten auch die zur erfolgreichen TypPrüfung erforderlichen Vorbereitungen, Randbedingungen sowie den Versuchsund Messablauf detailliert vor. Tabelle 5.5 zeigt beispielhaft die Abgasgrenzwerte für Pkw gemäß EURO IV. Trotz modernster Einspritztechnik und günstiger Verbrauchswerte bleiben die relativ hohen NOx- und Partikelemissionen auch bei zukünftigen Dieselmotoren eine Herausforderung. Eine mögliche Lösung sind Partikelfilter. Die Partikelgrenzwerte für Diesel-Pkw werden mit entsprechenden Messverfahren in g/km ermittelt. Für schwere Nutzfahrzeuge gilt innerhalb der EU die Richtlinie 99/96/EC. Sie benennt die Grenzwerte EURO IV ab 2005 sowie EURO V ab 2008. Konventionelle Dieselmotoren von Nkw (größer 3,5 t) werden in einem stationären Testzyklus, dem European Stationary Cycle (ESC) vermessen. Die ESC-Prüfung besteht aus 13 stationären Prüfphasen (13-Punkte-Test) bei unterschiedlichen Motordrehzahlen und Lastverhältnissen. In diesen Betriebspunkten werden die Schadstoffkomponenten in [g/kWh] erfasst und mit einem Gewichtungsfaktor versehen. Die gewichteten Emissionswerte aller 13 Betriebspunkte werden dann gemittelt. Für Nkw-Dieselmotoren mit Abgasnachbehandlungstechnik ist zusätzlich zum ESC auch ein dynamischer Testzyklus, der European Transient Cycle (ETC), anzuwenden. Die ETC-Prüfung besteht aus einer Folge von instationären, schnell wechselnden Prüfphasen. Aus Kostengründen wird die Abgasüberprüfung bei schweren Nkw auf dem Rollenprüfstand oder auf Motorenprüfständen durchgeführt. Die erfolgreiche Typ-Prüfung ist ein erster Meilenstein. Ziel ist es natürlich, dass die niedrigen Emissionen der Fahrzeuge im realen Betrieb über die gesamte Lebensdauer erhalten bleiben. Ein Werkzeug dazu ist die „On-Board-Diagnose“ (OBD). OBD ist ein geeignetes Mittel zur Emissionskontrolle durch Überwachung der Funktionsfähigkeit der einzelnen abgasrelevanten Bauteile des Fahrzeugs. Fällt eine Komponente aus oder zeigt eine Fehlfunktion, die zu einer Verschlechterung der Abgaswerte führt, so leuchtet die Signallampe MIL (Mal Function Indication Lamp) am Armaturenbrett und ein Fehlercode wird gespeichert. Die

5.4 Emissionen

137

Diagnosefunktionen müssen so gestaltet sein, dass sie nicht nur bei den Abnahmetests, sondern vor allem im Fahrzeug-Alltag häufig ablaufen. Der Verbrennungsmotor hat den größten Einfluss auf das Abgasverhalten eines Fahrzeugs. Ein Großteil der On-Board-Diagnose läuft daher im Motorsteuergerät (ECU) ab. Prinzipiell ist aber jede Baugruppe im Antriebstrang OBD-relevant, sobald sie ein eigenes Steuergerät aufweist. Damit rückt auch das Getriebe in den OBD-Fokus. So kann beispielsweise eine fehlerhafte Regelung der Wandlerüberbrückungskupplung eines konventionellen Automatgetriebes den Verbrauch und das Abgas negativ beeinflussen. Zur Sicherstellung der korrekten Getriebefunktionen laufen im Getriebesteuergerät ohnehin permanent Diagnoseroutinen ab, die alle Aktuatoren und Sensoren auf Funktion, Plausibilität und elektrische Fehler überwachen und gegebenenfalls Ersatz- und Notfunktionen aktivieren. Abgasrelevante Informationen werden zusätzlich durch den Programmbaustein „OBDVerwaltung“ für die On-Board-Diagnose aufbereitet und weitergemeldet und bewirken gegebenenfalls das Aufleuchten der MIL. Die „OBD-Bedatung“ richtet sich nach den fahrzeug- und gesetzesspezifischen Anforderungen, Abb. 5.14. Die Art und Weise der Verarbeitung der OBD-Informationen des Getriebes im Steuergeräteverbund ist fahrzeugabhängig. Abb. 5.14 zeigt anhand eines Beispiels die Zusammenarbeit von Motor- (ECU) und Getriebesteuergerät (TCU). Die „OBD-Verwaltung“ der Getriebefunktionen läuft hier eigenständig im Getriebesteuergerät, die getrieberelevante „OBD-Bedatung“ ist zwischen TCU und ECU aufgeteilt. Die MIL-Ansteuerung übernimmt alleine die ECU. In den USA ist die kalifornische Umweltschutzbehörde CARB (California Air Resources Board) Vorreiter bezüglich Abgasgesetzgebung für Kraftfahrzeuge. Bei der kalifornischen LEV-Gesetzgebung (LEV = Low-Emission-Vehicle) gibt es keine einheitlichen Grenzwerte für alle Neufahrzeuge, wie es bei den EU-Richtlinien der Fall ist. Vielmehr sind verschiedene Grenzwertstufen und deren schrittweise Einführung vorgesehen. Der Fahrzeughersteller ist verpflichtet, einen mittleren Flottenemissionsstandard der verkauften Fahrzeuge einzuhalten.

Abb. 5.14. Beispiel für die Zusammenarbeit von Getriebe- (TCU) und Motorsteuergerät (ECU) bei der getrieberelevanten OBD-Verwaltung. Über ein externes Diagnosegerät (Scan Tool) können abgasrelevante Fehler ausgelesen und auch gelöscht werden

138

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

5.5 Dynamisches Verhalten des Antriebsstrangs, Komfort Die Komfortanforderungen der Kunden an das dynamische Verhalten des Antriebsstrangs bei modernen Kraftfahrzeugen, insbesondere bei Pkw und Bussen, sind sehr hoch. Dem Schwingungs- und damit in erster Linie dem Geräuschverhalten des Antriebsstrangs muss Rechnung getragen werden. Der Antriebsstrang ist ein schwingungsfähiges System. Die einzelnen Komponenten haben unterschiedliche Massen, Steifigkeiten und Dämpfungen. Aufgebaut aus Federn, Dämpfern und Trägheitsmassen lassen sich mechanische Ersatzmodelle des Antriebsstrangs entwickeln, Abb. 5.15. Ihr Komplexitätsgrad richtet sich nach dem Ziel der Untersuchung. Die maßgebliche Ursache für die Schwingungsanregung ist der ungleichförmige, idealisiert betrachtet, sinusförmige Drehzahlverlauf des Verbrennungsmotors, Abb. 5.16. Das mit der Zündfrequenz pulsierende Antriebsmoment des Verbrennungsmotors regt diese Torsionsschwingungen an. Für die Drehschwingungsanregung ist hierbei nicht die Motorgrundfrequenz (also die Motordrehzahl), sondern deren Vielfache (Motorordnung) maßgebend. Bei einem Viertakt-Verbrennungsmotor ist die Zylinderzahlhalbierende der maßgebende Anteil der Torsionsschwingung, bei dem die Zündung bei jeder zweiten Kurbelwellenumdrehung erfolgt. Beispielsweise ist bei einem Vier-Zylinder-Viertakt-Verbrennungsmotor die zweite Ordnung die dominierende Vielfache der Motordrehzahl. Mit der Entwicklung von hochdynamischen, verbrauchsgünstigeren und emissionsärmeren Verbrennungsmotoren wurde in den letzten Jahren der Ungleichförmigkeitsgrad sehr stark angehoben, so dass der schwingungstechnischen Betrachtung des Antriebsstrangs eine wachsende Bedeutung zukommt [5.17– 5.18]. Siehe dazu auch Abschn. 7.5 „Entwicklung geräuscharmer Getriebe“. Der zunehmende Anstieg der Torsionsschwingungen im Antriebsstrang eines Fahrzeugs infolge zahlreicher Weiterentwicklungs- und Optimierungsaufgaben hinsichtlich der Verbrauchs- und Abgasreduzierung sowie Geräuschemissionsvorgaben führt unter anderem zu einer verstärkten Komfortbeeinträchtigung der Fahrzeuginsassen durch Schwingungen und Geräusch in der Fahrgastzelle. Deshalb sind Maßnahmen zur Minimierung dieser Antriebsstrangschwingungen unabdingbar. Die Komfortsteigerung kann durch die Abstimmung und Optimierung des Antriebsstrangs hinsichtlich der Reduzierung von Torsionsschwingungen erreicht werden. Hierbei wird der Entkopplung des Verbrennungsmotors vom Antriebsstrang ein herausragender Stellenwert beigemessen.

Abb. 5.15. Einfaches Schwingungsersatzmodell eines Antriebsstrangs

5.5 Dynamisches Verhalten des Antriebsstrangs, Komfort

139

Abb. 5.16. Verbrennungsmotor im Leerlauf. Ungleichförmigkeit eines 1,8-LiterVier-Zylinder-Diesel-Motors über den Zeitraum einer Kurbelwellenumdrehung

Bekannte Maßnahmen zur Entkoppelung des Verbrennungsmotors vom nachfolgenden Antriebsstrang sind: • Torsionsdämpfer in der Mitnehmerscheibe der Trockenkupplung [5.10], • Zwei-Massen-Schwungrad: Elastische Ankoppelung einer Zusatzmasse [5.1], • Mechanischer Torsionsdämpfer basiert auf dem Prinzip der Aufteilung der Trägheitsmomente des Schwungrads [5.5, 5.12], • Hydraulischer Torsionsdämpfer verbindet die ZMS-Vorteile einer Schwungmassenaufteilung mit einem variablen Dämpfersystem [5.15, 5.16], • Tilger zur Schwächung von Resonanzerscheinungen [5.6], • Drehzahladaptiver Tilger ermöglicht eine resonanzfreie Kompensation der dominanten anregenden Drehmomente an der Kurbelwelle im gesamten Drehzahl- und Lastbereich [5.13, 5.19], • Permanent schlupfende Reibkupplung bei elektronischen Kupplungssystemen: Durch eine elektronisch gesteuerte Stellmechanik werden durch kontrollierten Schlupf Schwingungsspitzen herausgefiltert, • Integrierter-Starter-Alternator-Dämpfer ermöglicht die Schwingungsreduktion infolge der Anordnung einer elektrischen Maschine auf der Kurbelwelle. Jedoch das primäre Ziel dieses Systems ist die Bereitstellung elektrischer Energie und ihr Management in Kraftfahrzeugen [5.14], • Hydrodynamischer Drehmomentwandler bei Stufenautomatgetrieben und • Kennfeldgesteuerte Wandlerüberbrückungskupplung [5.4]. Hydrodynamische Komponenten im Antriebsstrang – Wandler, Retarder – weisen eine sehr gute Dämpfung auf. So sind bei Fahrzeugen mit hydrodynamischem Wandler als Anfahrelement die Drehschwingungen des Motors vom Getriebe abgekoppelt. Sobald der Wandler mit einer Überbrückungskupplung überbrückt wird, sind die Schwingungsprobleme wieder akut. Das Getriebe ist nicht nur eine „erleidende“ Komponente im Schwingungssystem Antriebsstrang. Zahnradgetriebe selbst rufen ebenfalls parametererregte Schwingungen hervor, die zu Geräuschentfaltung führen. Diese Mechanismen sind in Abschn. 7.5 ausführlich erläutert. Aber auch durch die Übertragungs-

140

5 Zusammenarbeit Verbrennungsmotor – Getriebe

funktion der Kreuzgelenke, wie sie in Kardanwellen eingesetzt sind, werden Schwingungen erregt. Des Weiteren werden über das Rad regellose Schwingungen von der Straße her (von der Abtriebsseite) in den Antriebsstrang eingeleitet. Zu diesem komplexen Gebiet der Dynamik des Antriebsstrangs sei auf die weiterführende Literatur verwiesen [5.8, 5.9].

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Anwendungsziel, systematisches Denken und Erfahrung bestimmen das optimale Getriebeprinzip

In diesem Kapitel werden konstruktive Grundkonzepte der Fahrzeuggetriebe systematisch vorgestellt. Daraus abgeleitete Konstruktionen werden in Kapitel 12 „Beispiele ausgeführter Konstruktionen“ exemplarisch behandelt.

6.1 Anordnung des Getriebes im Fahrzeug Bei der Konzeptfindung für ein neues Fahrzeug ist neben der Auswahl der Fahrzeugart (Limousine, Coupé, Sportwagen usw.) die Auswahl der Antriebsart (Frontantrieb, Standardantrieb, usw.) eine wichtige Entscheidung. Die Antriebsart hat starken Einfluss auf das Fahrverhalten, den Federungskomfort, die Wirtschaftlichkeit, die Sicherheit und die Raumökonomie. Sowohl bei Vorderrad-, als auch Hinterrad- und Allradantrieb gibt es zahlreiche Varianten, die die Bauart des Getriebes beeinflussen. Für die relative Lage von Motor, Getriebe und Achsantrieb zueinander sind ebenfalls viele alternative Möglichkeiten bekannt. Die konstruktiven Grundkonzepte werden in Anlehnung an die getriebeorientierte, einsatzabhängige Klassifikation nach Tabelle 2.7 im Folgenden dargestellt. 6.1.1 Personenkraftwagen Bei Pkw gibt es für Motor und Antrieb die in Tabelle 6.1 dargestellten Anordnungsmöglichkeiten. Tabelle 6.1. Theoretische Möglichkeiten für die Anordnung von Motor und Antrieb Anordnung Motor

vorn hinten

vorn Frontantrieb Nicht praktikabel

Antrieb hinten Standardantrieb Heckantrieb

vorn + hinten Allradantrieb Allradantrieb

142

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Bei nicht geländegängigen Pkw haben sich der Frontantrieb und der Standardantrieb durchgesetzt. Der früher oft anzutreffende Heckantrieb wird heute vor allem bei Sportwagen eingesetzt. Dafür nimmt der Allradantrieb einen festen Platz bei Neukonstruktionen ein. In nahezu jeder Modellreihe ist ein Fahrzeug mit Allradantrieb zu finden. Die Allradantriebe für Pkw, On-Road und Off-Road, werden aufgrund der Vielfalt der ausgeführten Konzepte deshalb gesondert in Abschn. 6.1.3 beschrieben. Die theoretisch möglichen Anordnungen der Baugruppen von Pkw-Antriebssträngen gehen aus dem morphologischen Kasten in Tabelle 6.2 hervor. Zusätzlich sind für einzelne Baugruppen Ausführungsvarianten angegeben. Die Abb. 6.1–6.3 geben Anordnungen des Antriebsstrangs und seiner Komponenten im Fahrzeug wieder. Nachfolgend sind häufig anzutreffende Varianten aufgeführt. Tabelle 6.2. Morphologischer Kasten für Pkw-Antriebsstränge Parameter Lage des Motors

Ausprägungen (Pkw) Fronteinbau - längs

Angetriebene VorderradAchse(n) antrieb

Fronteinbau - quer

Heckeinbau - längs

Hinterradantrieb

Allradantrieb

Heckeinbau - quer

–––––––––––

––––––––––– ––––––––––– Motor neben Getriebe

Motor längs, Getriebe quer (T-Anordnung)

Stellung von Motor zum Getriebe

Motor vor Getriebe

Motor hinter Getriebe

Motor über Getriebe

Stellung von Motor und Getriebe zum Achsantrieb

Motor, Getriebe und Achsantrieb als Block

Achsantrieb getrennt von Motor und Getriebe (Standardantrieb)

Motor getrennt von Getriebe und ––––––––––– ––––––––––– Achsantrieb

Bauliche Achsantrieb Kombination in Getriebe Getriebe / integriert Achsantrieb

Achsantrieb an Getriebe angeflanscht

Getriebe und Achsantrieb ––––––––––– ––––––––––– getrennt

Achsantrieb

Stirnräder

KegelräderSpiralkegeltrieb

Kegelräder- SchneckenHypoidkegel- räder trieb

Sperre für Differential

Ungesperrt

Selbstsperrend

Manuell sperrbar

Elektronisch sperrbar

–––––––––––

Ausgleichsgetriebe

Stirnräder

Kegelräder

Schraubenräder

Schneckenräder

–––––––––––

Getriebebauart

Einstufig

Zweistufig, z.B. Vorgelegegetriebe

Mehrstufig, z.B. Dreiwel- ––––––––––– ––––––––––– lengetriebe

Zugmitteltrieb

6.1 Anordnung des Getriebes im Fahrzeug

143

Abb. 6.1. Frontantrieb. a Längsmotor vor Achse, Getriebe längs; b Längsmotor hinter Achse, Getriebe längs; c Längsmotor über Achse, Getriebe längs; d Quermotor neben dem Getriebe; e Quermotor über dem Getriebe; f Quermotor hinter dem Getriebe

Abb. 6.2. Standardantrieb. g („Standardantrieb“) Längsmotor vorn über/hinter der Vorderachse, Getriebe in Längsrichtung an den Motor angeflanscht, Achsantrieb mit Differential an der Hinterachse; h Längsmotor vorn über/hinter der Vorderachse, Getriebe in Längsrichtung vor bzw. i hinter der Hinterachse mit integriertem Achsantrieb und Differential (Transaxle-Prinzip)

Abb. 6.3. Heckantrieb. j Längsmotor hinter Achse („Heckmotor“); k Längsmotor vor Achse; l Getriebe und Motor vor Achse; m Längsmotor vor Achse, Getriebe quer hinter der Achse (T-Anordnung); n Quermotor neben dem Getriebe vor der Achse; o Quermotor neben dem Getriebe hinter der Achse

144

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Frontantrieb, Abb. 6.1: • Längsmotor vor Achse, Getriebe längs, Abb. 6.1a, • Quermotor neben dem Getriebe, Abb. 6.1d. Standardantrieb, Abb. 6.2: • Längsmotor vorn über/hinter der Vorderachse, Getriebe in Längsrichtung an den Motor angeflanscht, Achsantrieb mit Differential an der Hinterachse, Abb. 6.2g. Heckantrieb, Abb. 6.3: • Längsmotor hinter Achse („Heckmotor“), Abb. 6.3j, • Längsmotor vor Achse, Abb. 6.3k. Für den Heckantrieb wird noch, je nach Lage des Motors zur Achse, zwischen dem Heckmotor- und dem Mittelmotorkonzept differenziert. Transaxle-Bauweise: In der englischsprachigen Antriebstechnik steht Transaxle ganz allgemein für transmission + axle. Das bedeutet, Getriebe und Achsantrieb sind baulich kombiniert. Demnach gilt der Begriff für Frontantrieb ebenso wie wenn das Getriebe mit Achsantrieb an der Hinterachse angeordnet ist. In der deutschen Begriffswelt ist der Begriff enger gefasst und bezieht sich nur auf das Konzept: Längsmotor vorn, Getriebe gemeinsam mit dem Achsantrieb an der Hinterachse, Abb. 6.2h und Abb. 6.2i. Diese deutsch-englische Begriffskonfusion führt häufig zu Missverständnissen. 6.1.2 Nutzkraftwagen Die Antriebskonzeption für Transporter bis ca. 3,5 t zulässigem Gesamtgewicht lehnt sich sehr stark an die von Pkw an, siehe Tabelle 2.7. Gebräuchlich sind • Längsmotor vorn vor/über der Vorderachse, Getriebe in Längsrichtung an den Motor angeflanscht, Achsantrieb mit Differential an der Hinterachse und • Quermotor neben dem Getriebe. Bei den Lkw mit zulässigen Gesamtgewichten von mehr als 3,5 t hat sich fast ausnahmslos die Standardbauweise bewährt. Dabei wird das Motordrehmoment über Kupplung, Getriebe und in der Regel eine Gelenkwelle auf die Antriebsachse übertragen. Reiner Frontantrieb, das heißt Antrieb des Fahrzeugs nur durch die Vorderachse (Lenkachse), kommt nur sehr selten bei einigen Transporter- oder Sonderkonstruktionen vor. Für schwere Nutzfahrzeuge hingegen entfällt diese Möglichkeit wegen der für die Vorderachse ungünstigen Achslastverteilung (bei Zweiachsfahrzeugen weniger als 40 %, bei Dreiachsfahrzeugen weniger als 30 % und bei Vierachsfahrzeugen bei voller Beladung ungefähr 25 % pro Vorderachse) und der damit verbundenen Traktionsschwierigkeiten. Bei Mehrachsfahrzeugen werden meist alle nicht lenkbaren Achsen, bei Allradantrieb (Off-Road-Betrieb) alle Achsen, unter Einschluss der Lenkachsen, angetrieben. Die gebräuchlichen Einbaufälle für Zweiachs-, Dreiachs- und Vierachsfahrzeuge zeigt Abb. 6.4. Für die Benennung der Antriebskonzepte in Abb. 6.4 gilt: Anzahl der vorhandenen Räder (Radpaare) x Anzahl der angetriebenen Räder

6.1 Anordnung des Getriebes im Fahrzeug

145

(Radpaare). Zum Beispiel: 4 x 2, d.h. von vier vorhandenen Rädern werden zwei Räder angetrieben. Der Motor kann über oder in der Nähe der Vorderachse, in einigen Anwendungsfällen auch in der Fahrzeugmitte (Unterflur) liegen. Dadurch erreicht man eine günstige Gewichtsverteilung. Bei Bussen trifft man sehr oft den längs oder quer eingebauten Heckmotor an. Dadurch ist es möglich, den Fahrgastraum passagierfreundlich zu gestalten. Abbildung 6.5 zeigt Beispiele für die Anordnung der Baugruppen bei Bussen. Fahrzeuge für Gelände- bzw. Baustelleneinsatz sind fast immer mit Allradantrieb ausgerüstet. Der Motor liegt vorn oder in der Fahrzeugmitte, die Antriebsachsen sind Lenktriebachsen als Vorderachsen und Starrtriebachsen als Einzeloder Doppelhinterachsen. Der Antrieb erfolgt von einem Verteilergetriebe (Abschn. 6.8.4) aus. Im Gegensatz zum Pkw hat die Antriebskonzeption von Nkw nur geringen Einfluss auf die Gestaltung des Fahrzeuggetriebes. Die prinzipiellen Anordnungsmöglichkeiten der Bauteile im Triebstrang von Nkw lassen sich aus dem in Tabelle 6.3 dargestellten morphologischen Kasten zusammenstellen. Tabelle 6.3. Morphologischer Kasten für Nkw-Antriebsstränge Parameter

Ausprägungen (Nkw)

Motor und Getriebeanordnung

Fronteinbau - längs

Fronteinbau - quer

Heckeinbau - längs

Heckeinbau - quer

Anzahl der Triebachsen

Eine

Zwei

Drei

Vier

Art der Achse

Triebachse mit/ohne Durchtrieb

Lenkachse

Lenktriebachse

Nachlaufachse

Durchtrieb zur zweiten Achse

Ja

Nein

Achsantrieb

KegelräderSpiralkegeltrieb

Unterflur

––––––––––– –––––––––––

––––––––––– ––––––––––– ––––––––––– KegelräderHypoidkegeltrieb

Schneckenräder

Doppelkegelräder

Stirnradstufe

Untersetzung Einfach im Mitteltrieb

Stirnradvorgelege, schaltbar

Stirnradvorgelege, nicht schaltbar

Planetenvorgelege, schaltbar

Planetenvorgelege, nicht schaltbar

Ausgleichsgetriebe

Stirnräder

Kegelräder

Schraubenräder

Schneckenräder

–––––––––––

Sperrmöglichkeit für Differential

Ungesperrt

Selbstsperrend

Manuell sperrbar

Elektronisch sperrbar

–––––––––––

Nabengetriebe, s. Abb. 6.73

Ohne Naben- Stirnradvorgetriebe gelege, außenverzahnt

Stirnradvorgelege, innenverzahnt

Stirnradplanetengetriebe

Kegelradplanetengetriebe

146

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.4. Antriebskonzepte für Lkw mit einer bzw. mehreren angetriebenen Achsen. a 4 x 2; b 4 x 2, Unterflurmotor; c 4 x 4, Allradantrieb; d 6 x 2, Nachlaufachse; e 6 x 2, Vorlaufachse; f 6 x 4; g 6 x 6, mit Durchtrieb zur zweiten Hinterachse; h 6 x 6, zweite Hinterachse direkt angetrieben; i 8 x 2, Nachlaufachse; j 8 x 4; k 8 x 6, zweite Vorderachse angetrieben; l 8 x 6, erste Vorderachse angetrieben; m 8 x 8, mit Durchtrieb zur ersten Vorderachse

6.1 Anordnung des Getriebes im Fahrzeug

147

Abb. 6.5. Antriebskonzepte für Busse. a Quermotor hinter Achse, Getriebe quer; b Quermotor hinter Achse, Getriebe längs; c Längsmotor hinter Achse, Getriebe längs; d Längsmotor vor der Achse, Getriebe längs an Motor angeflanscht; e Längsmotor vor Achse, Getriebe längs; f Längsmotor und Getriebe längs, Nachlaufachse

6.1.3 Pkw mit Allradantrieb Die Allradtechnik hat in den letzten Jahren sehr stark an Bedeutung gewonnen. Gründe dafür sind • Erhöhung des Steigvermögens, • Steigerung der Fahrleistungen (Traktion) durch volle Ausnutzung der Haftreibung (nur mit Allradantrieb möglich), • Einsatz als Anfahrhilfe, • Gezielte Verbesserung des Fahrverhaltens, • Steigerung der Zuladung und der Anhängelast und • Identisches Eigenlenkverhalten bei unterschiedlichen Witterungsbedingungen (trockene Fahrbahn, Nässe, Eis, Schnee). Dem stehen vor allem die Nachteile des konstruktiven Mehraufwands, des höheren Gewichts (Kraftstoffverbrauch) und des höheren Platzbedarfs gegenüber. Neben völlig eigenständigen Allradantriebskonzepten für geländegängige Pkw (Off-Road-Betrieb) und Spezialfahrzeuge, z.B. Rallyefahrzeuge, wurden Allradantriebe basierend auf folgenden Antriebskonzepten realisiert [6.4, 6.18, 6.31, 6.41, 6.45]: • Frontantrieb mit Längsmotor vor der Achse, • Frontantrieb mit Quermotor neben dem Getriebe, • Standardantrieb mit Längsmotor vorn über der Vorderachse, Getriebe in Längsrichtung an den Motor angeflanscht, Achsantrieb mit Differential an Hinterachse, • Heckantrieb mit Längsmotor vor der Achse („Mittelmotor“) und • Heckantrieb mit Längsmotor hinter der Achse („Heckmotor“).

148

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.6. Antriebskonzepte für Allrad-Pkw. a Frontantrieb mit Längsmotor vor der Achse; b Frontantrieb mit Quermotor neben dem Getriebe; c Standardantrieb mit Längsmotor vorn über der Vorderachse, Getriebe in Längsrichtung am Motor angeflanscht, Achsantrieb an der Hinterachse; d Heckantrieb mit Längsmotor hinter der Achse, e Heckantrieb mit Längsmotor vor der Achse; f Getriebe und Motor vor Achse

Abbildung 6.6 zeigt diese Antriebskonzepte. Ausführungen zur technischen Realisierung von Allradantrieben befinden sich in Abschn. 12.4. Aus Abb. 6.6 ist ersichtlich, dass das Allradantriebskonzept sehr stark vom Antriebskonzept des Ausgangsfahrzeugs abhängt. Weitere Unterscheidungsmerkmale ergeben sich durch die Zielsetzung bei der Einführung des Allradantriebs. So ist es z.B. für den technischen Aufwand und damit auch für die Kosten entscheidend, ob durch den Allradantrieb das Fahrverhalten gezielt beeinflusst werden soll oder ob nur eine Anfahrhilfe gewünscht ist. Wie der Allradantrieb im Einzelnen realisiert werden kann, geht aus der Systematik der Allradantriebe in Abb. 6.7 hervor.

Abb. 6.7. Systematik der Allradantriebe von Pkw

6.1 Anordnung des Getriebes im Fahrzeug

149

Unterscheidungskriterium ist dabei die Art der Kopplung der beiden anzutreibenden Achsen. Der Leistungsfluss zwischen Vorder- und Hinterachse kann differentialgesteuert oder kupplungsgesteuert („Hang-on-System“) erfolgen. Siehe auch Abschn. 6.8.3 „Differentialgetriebe, Differentialsperren und Sperrdifferentiale“ und Abschn. 6.8.4 „Verteilergetriebe“. 1/ Differentialgesteuerter Allradantrieb Bei den differentialgesteuerten Systemen erfolgt die Momentenverteilung auf Vorder- und Hinterachse durch ein Planetenrad- oder ein Kegelraddifferential. Mit Planetenraddifferentialen lässt sich das Antriebsmoment durch Wahl der Übersetzung beliebig auf die beiden Antriebsachsen verteilen. Gängige Momentenaufteilungen zwischen Vorder- und Hinterachse liegen bei 50 % : 50 % bis 33 % : 66 %. Bei Kegelraddifferentialen liegt die Momentenverteilung mit 50 % : 50 % fest. Durch Wahl eines festen Momentenverhältnisses zwischen Vorder- und Hinterachse ist die Zugkraftaufteilung nur für einen Punkt, den Auslegungspunkt, ideal. Das Antriebsmoment wird also nicht proportional zu der dem momentanen Fahrzustand entsprechenden Achslast aufgeteilt. Sollen bei hohem Schlupf die Traktionsreserven vollständig ausgenutzt werden, theoretisch ist dies nur bei variabler Momentenverteilung zwischen Vorder- und Hinterachse möglich, kann das Längsdifferential gebremst oder gesperrt werden. Durch eine mit zunehmender Drehzahldifferenz kontinuierlich einsetzende Sperrwirkung (z.B. Viskosperre) wird dabei das Fahrverhalten nicht negativ beeinflusst und dauerhafte Verspannungen im Antriebsstrang, wie sie bei formschlüssigen Sperren auftreten, werden vermieden. Ein TORSEN-Verteilerdifferential (TORSEN steht für „torque sensing“ = „drehmomentfühlend“) wirkt dabei wie ein Selbstsperrdifferential. 2/ Kupplungsgesteuerter Allradantrieb Kupplungsgesteuerte Allradantriebe sind dadurch gekennzeichnet, dass permanent nur eine Achse angetrieben wird. Die zweite Achse wird nach Bedarf manuell oder automatisch zugeschaltet. Die preiswerteste Möglichkeit zur Ankopplung der zweiten Achse ist die Verwendung einer starren, schaltbaren Kupplung. Dieses System ist allerdings nur als Anfahrhilfe verwendbar, da es, wie beim Mitteldifferential mit 100 % Sperre, zu Verspannungen im Antriebsstrang kommt (siehe Abb. 6.76). Mit dem Einsatz einer Viskokupplung besteht eine weitere Möglichkeit, zwei Achsen zu koppeln. Dabei wird abhängig von der Differenzdrehzahl zwischen Vorder- und Hinterachse das Kupplungsmoment durch viskose Reibung aufgebaut (schlupfgesteuert). Der Übergang zum Allradantrieb erfolgt kontinuierlich mit zunehmender Differenzdrehzahl zwischen Vorder- (VA) und Hinterachse (HA). Dauerhafte Verspannungen im Antriebsstrang sind nicht möglich. Die Höhe des Kupplungsmoments hängt von der gewählten Kennlinie der Kupplung ab. Sie kann durch den Füllungsgrad, die Viskosität des Öls und die Temperatur (Verwendung von Silikonöl mit geringer Viskositätsänderung bei Temperaturschwankungen) beeinflusst werden. Eine „weiche“ Kupplungskennlinie, d.h.

150

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

kleines Kupplungsmoment bei großer Relativdrehzahl, ist wünschenswert, um Verspannungen im Antriebsstrang zu vermeiden, während eine „harte“ Kupplungskennlinie, d.h. großes Kupplungsmoment bei kleiner Relativdrehzahl, nötig ist für den Fall, dass eine Achse durchrutscht. Durch den Hump-Effekt, d.h. thermisch bedingter Reibschluss zwischen den Lamellen, wird die Viskokupplung bei hoher Belastung vor der Zerstörung geschützt [6.6, 6.33]. Als letzte Variante der kupplungsgesteuerten Systeme sind die Kupplungen mit von außen einstellbarem Kupplungsmoment (z.B. Lamellenkupplungen) zu nennen. Dabei kann das Kupplungsmoment entsprechend dem momentanen Fahrzustand des Fahrzeugs gewählt werden. Auf diese Weise ist es möglich, die Momentenaufteilung zwischen Vorder- und Hinterachse an die dynamischen Achslaständerungen, also abhängig von Beschleunigung, Steigung, Beladung usw., anzupassen. 3/ Mischform Eine weitere Variante, angeordnet zwischen den differential- und kupplungsgesteuerten Systemen, ist der über eine (elektronisch schaltbare) Lamellenkupplung und ein (sperrbares) Differential realisierte Allradantrieb. Mit dieser Lösung lässt sich bei identischem Fahrverhalten (Einachsantrieb) bezüglich des Ausgangsfahrzeugs ein hoher Komfort realisieren. Allerdings ist der technische Aufwand für diese „Traktionshilfe“ sehr hoch. Oft werden die Allradantriebe von Pkw auch verschiedenen Generationen zugeordnet. Tabelle 6.4 beschreibt die charakteristischen Merkmale der jeweiligen Allradantriebsgeneration und gibt ein Beispiel dazu an. In Tabelle 6.5 ist ein morphologischer Kasten für die Pkw-Allradantriebsstränge dargestellt. Tabelle 6.4. Allradantriebsgenerationen von Pkw in Anlehnung an [6.18]. VA...Vorderachse, HA…Hinterachse Generation Leistungsverzweigung Bsp. für differentialgesteuertes System

Bsp. für kupplungsgesteuertes System

1

VA/HA-Momentenverteilung konstant

StirnradVerteilerdifferential

Allradantrieb zuschaltbar

2

VA/HA-MomentenTORSENverteilung nach system- Verteilerdifferential bedingter Kennlinie

Viskokupplung ungeregelt

3

VA/HA-Momentenverteilung nach regelbarer Kennlinie

Verteilerdifferential mit Viskokupplung geregelt geregelter Lamellensperre

4

VA/HA-Momentenverteilung frei wählbar

Varioantrieb

5

Momentenverteilung an den Antriebsrädern frei –––––––––––––––––– wählbar

Lamellenkupplungen zu VA und HA geregelt „Torque-Vectoring“ / „Torque-Splitting“

6.1 Anordnung des Getriebes im Fahrzeug

151

Tabelle 6.5. Morphologischer Kasten für Allradantriebe von Pkw Parameter

Ausprägungen (Pkw-Allrad)

Lage des Motors

Fronteinbau - längs

Fronteinbau - quer

Heckeinbau - längs

Heckeinbau - quer

Konzept

Manuell zuschaltbar

Automatisch zuschaltbar

Permanent

Momentenübertragung VA/HA

StarreKupplung

Lamellenkupplung: geregelt/ungeregelt

Fliehkraftkupplung

Momentenverteilung

Konstant, z.B. 50 % : 50 %

Schlupfabhängig

Geregelt ent––––––––––– ––––––––––– sprechend der Radlast

Art der Längssperre

Starre Kupp- Selbstsperrlung differential

Viskosperre

Lamellenkupplung ungeregelt

Lamellenkupplung geregelt

Art der Quer- Starre Kupp- Selbstsperrsperre lung differential

Viskosperre

Lamellenkupplung

Sperrfunktion durch Bremseneingriff

Verteilerdifferential

Stirnraddifferential

Kegelraddifferential

Sonstige

Verteilergetriebe

Ins Getriebe integriert

Einzelne Baugruppe

An das Getriebe angeflanscht

Bremsstabilität

Freilauf

Lamellenkupplung

–––––––––––

––––––––––– ––––––––––– Viskokupplung

Verteilerdifferential

––––––––––– ––––––––––– ––––––––––– –––––––––––

––––––––––– ––––––––––– –––––––––––

Auf die Notwendigkeit, die Bauformen und den Aufbau der verschiedenen Differentiale, inklusive der zugehörigen Sperren, wird in Abschn. 6.8.3 „Differentialgetriebe, Differentialsperren und Sperrdifferentiale“ näher eingegangen. Dort befindet sich auch eine Beschreibung der Viskokupplung, die nicht nur als Kupplung, sondern auch als Sperre für Differentialgetriebe eingesetzt werden kann. 6.1.4 Vereinfachte Darstellung der Quer- und Längsdynamik beim Allradantrieb In Abschn. 6.1.3 sind einige Vorteile des Allradantriebs gegenüber Einachsantrieb angeführt. Zum besseren Verständnis der Vorteile des Allradantriebs wird im Folgenden ein Einblick in die Längs- und Querdynamik des Fahrzeugs bzw. des Reifens gegeben. Dazu ist die Kenntnis vom prinzipiellen Zusammenhang zwischen Umfangs- und Seitenkraft am Rad bei hohen Querbeschleunigungen nötig.

152

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.8. Unterschied zwischen Einachs- und Allradantrieb

Radlast, Radlastschwankungen, Rückstellmoment und Schräglaufwinkel bleiben der Einfachheit halber unberücksichtigt. In Abb. 6.8 sind die Verhältnisse für ein Rad an der Haftgrenze für Einachsantrieb (links) und für Allradantrieb (rechts) dargestellt. Bei Allradantrieb beträgt unter den vereinfachten Annahmen die Umfangskraft FU2 = FU1/2. Das Rad kann größere Seitenkräfte FS übertragen, bis es an die Haftgrenze bei Fres stößt. Die maximal übertragbare Umfangskraft FU,max ergibt sich nach Gl. (3.9) zu FU, max = µ H R .

(6.1)

Die maximale Seitenkraft FS,max ist FS, max = µ H R .

(6.2)

Bei gleichzeitigem Auftreten der Umfangskraft FU und der Seitenkraft FS wird aus beiden Kräften die geometrische Summe gebildet, siehe Abb. 6.8. Sie darf, damit es nicht zum Gleiten kommt, Fres = µH R (Kammscher Kreis) nicht überschreiten. Der Kammsche Kreis stellt die Haftgrenze für das rollende Rad bei gleichzeitiger Übertragung von Umfangs- und Seitenkräften dar. Es gilt Fres = FU2 + FS2 ≤ µH R .

(6.3)

6.2 Bauformen und Bauarten von Getrieben Eine ausgeführte Getriebekonstruktion wird durch ihre Bauform und ihre Bauart unterschieden. Unter der Getriebebauform versteht man die Morphologie oder äußere Gestalt des Getriebes bzw. die Anordnung von An- und Abtrieb. Die Getriebebauart beschreibt, wie die Hauptfunktionen des Getriebes konstruktiv ausgeführt sind. Sie bezieht sich auf die innere Gestaltung. Getriebe können daher bei gleicher Bauform in verschiedenen Bauarten ausgeführt werden.

6.2 Bauformen und Bauarten von Getrieben

153

Abb. 6.9. Bestimmungsgrößen für Bauform und Bauart von Getrieben

Welche Bauform mit welcher Bauart gewählt wird, hängt von verschiedenen Kriterien ab. In erster Linie sind dies die Fahrzeugbauart, die Motorisierung sowie das Einsatzgebiet, Abb. 6.9. 6.2.1 Bauform Die Getriebebauform, Abb. 6.10, ergibt sich primär aus der Anordnung des Getriebes im Fahrzeug bzw. im Antriebsstrang (Abschn. 6.1) und evtl. zusätzlichen geometrischen Einschränkungen wie etwa begrenztem Einbauraum. Aber auch Montageaspekte, sowohl bezüglich des Getriebes selbst als auch des Einbaus im Fahrzeug, Gehäusesteifigkeit oder Geräuschemissionen beeinflussen die Bauform. Getriebe bestehen oft aus mehreren Einzelgetrieben, die auch in separaten Getriebegehäusen untergebracht sein können. In diesem Fall beeinflusst die Lage der Einzelgehäuse zueinander maßgeblich die Bauform des Gesamtgetriebes. Die Bauform eines Getriebes beschäftigt den Konstrukteur vor allem bei Anpassungskonstruktionen oder Weiterentwicklungen. Das kann beispielsweise eine Adaption eines bestehenden Getriebes an ein neues Fahrzeug mit anderen Einbaumaßen sein.

Abb. 6.10. Beispiele unterschiedlicher Getriebebauformen

154

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Bei Standardantrieb (Längsmotor und Getriebe vorn, Antrieb hinten, Abb. 6.2g) kommt die koaxiale Getriebebauform zum Einsatz. Sind zwei Hinterachsen angetrieben oder wird ein Allradantrieb verwendet, so wird ein Verteilergetriebe benötigt, welches direkt an das Schaltgetriebe angeflanscht oder getrennt von diesem ausgeführt wird. Für die Ausführung mit Frontantrieb ergibt sich eine Getriebebauform, bei der das Achsgetriebe mit dem Differential in das Schaltgetriebe integriert ist. An- und Abtrieb sind hierbei nicht koaxial. 6.2.2 Bauart Die Getriebebauart ergibt sich aus den angewandten Funktionsprinzipien zur Erfüllung der Hauptfunktionen des Getriebes. Wie bereits in Abschn. 2.3.3 aufgeführt, besitzt ein Fahrzeuggetriebe die vier Hauptfunktionen: „Anfahren ermöglichen“, „Übersetzen/Drehzahl verändern“, „Schalten/Leistungsfluss herstellen“ und „Betätigen/Steuern des Getriebes“. Die Funktion „Anfahren ermöglichen“ kann mechanisch, elektro-mechanisch oder hydraulisch erfüllt werden. Die Funktion „Übersetzen/Drehzahl verändern“ ist über Stirnräder, Planetenräder, hydrodynamische oder hydrostatische Getriebe sowie mechanische Stufenlosgetriebe möglich. Die Funktion „Schalten/Leistungsfluss herstellen“ kann in die beiden Funktionsprinzipien formschlüssig oder kraftschlüssig unterteilt werden. Die Funktion „Betätigen/Steuern“ kann durch eine Handschaltung, eine Automatisierung oder eine Automatik mit zugehöriger Steuerung erfolgen. Tabelle 6.6. Morphologischer Kasten der Lösungsprinzipien für die Hauptfunktionen. Die Funktionsprinzipien eines konventionellen Schaltgetriebes sind grau hinterlegt

6.3 Grundsätzlicher Aufbau von Getrieben

155

Ihre Auswahl hängt von der zu übertragenden Leistung, von Gesichtspunkten der Zugkraftausnutzung und dem Bedienungskomfort ab. In welcher Bauart bzw. in welcher Bauartenkombination ein Getriebe ausgeführt wird, ist eine Entscheidung, die vom Konstrukteur in erster Linie bei Neuentwicklungen getroffen werden muss. Prinzipiell sind zur Ausführung der einzelnen Hauptfunktionen auch immer Mischbauarten denkbar. Für das Fahrzeuggetriebe wurde in den letzten 100 Jahren eine Vielzahl von Lösungsvorschlägen erarbeitet. Systematisch lassen sich diese in einem morphologischen Kasten darstellen, Tabelle 6.6. In den vier Zeilen dieser Tabelle sind die Hauptfunktionen, in den Spalten die dazugehörigen Lösungsprinzipien angegeben. Durch die Kombination der Lösungsprinzipien zu einem vollständigen Getriebe erhält man alle kombinatorisch nur denkbaren Getriebebauarten. Hierbei sind nicht alle Varianten für die Praxis von Bedeutung bzw. sinnvoll. Eine Bewertung der in Betracht gezogenen Bauart und anderer Alternativen kann hier bereits zu einer Vorauswahl führen. Diese Vorauswahl schließt sich an die Konzeptphase einer Getriebeentwicklung an. Bei Mehr-Gruppengetrieben, Abschn. 6.7.1, können diese Hauptfunktionen für jede einzelne Getriebegruppe unterschiedlich realisiert sein. Es sind daher die Hauptfunktionen „Übersetzen/Drehzahl verändern“, „Schalten/Leistungsfluss herstellen“ sowie „Betätigen/Steuern des Getriebes“ für jede einzelne Getriebegruppe anzugeben. Die Hauptfunktion „Anfahren ermöglichen“ wird auch bei MehrGruppengetrieben nur mittels eines Lösungsprinzips realisiert. Die Anzahl der Funktionsprinzipien als auch deren physikalische Wirkprinzipien können sich im Laufe des technologischen Wandels ändern.

6.3 Grundsätzlicher Aufbau von Getrieben Bei den Zahnradgetrieben unterscheidet man nach dem konstruktiven Aufbau bzw. der Anzahl der Übersetzungsstufen, aus denen sich die einzelnen Getriebegänge zusammensetzen: • Einstufige Getriebe, • Zweistufige Getriebe und • Mehrstufige Getriebe. Als Stufe wird hierbei ein Zahnradpaar verstanden bzw. der Leistungsfluss von einem Zahnrad auf ein anderes. Allgemein entspricht eine Stufe dem Leistungsfluss von einer Welle auf eine andere. Abbildung 6.11 zeigt Bauarten von 4-GangGetrieben in Vorgelegebauweise. (Definition „Vorgelegegetriebe“ s. Abschn. 6.4) Die einstufig übersetzenden Getriebe werden vorwiegend in Fahrzeugen mit Frontantrieb eingesetzt, da bei ihnen kein koaxiales Weiterleiten des Leistungsflusses wie bei Fahrzeugen mit Standard- oder Allradantrieb notwendig ist. Bei der Standardbauweise des Antriebsstrangs (Motor und Getriebe vorn, Antrieb hinten) haben sich bisher fast ausschließlich die zweistufigen Vorgelegegetriebe mit koaxialer Eingangs- und Ausgangswelle durchsetzen können.

156

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.11. Anordnung der Übersetzungsstufen am Beispiel von 4-Gang-Getrieben

Die mehrstufigen (mehr als zweistufigen) Getriebe eignen sich ebenso wie die einstufigen für Fahrzeuge mit Frontmotor und -antrieb. Sie besitzen je nach Gangzahl die entsprechende Anzahl von Zahnradstufen. Durch den mehrstufigen Aufbau lassen sich kurzbauende Getriebe realisieren. Mehrstufige Koaxialgetriebe finden sich vor allem in Nkw mit Vor- oder Nachschalt-Gruppengetriebe, siehe Abschn. 6.7.1. Für die Beurteilung der für einen Einsatz notwendigen Getriebeart sind zunächst die grundsätzlichen Möglichkeiten der Übersetzungsänderung zu definieren. Die daran beteiligten Kupplungselemente gehören definitionsgemäß ebenfalls zum Getriebe. 6.3.1 Schalten mit Zugkraftunterbrechung Das Getriebe wird lastfrei geschaltet, d.h. während des Schaltvorgangs ist der Leistungsfluss zwischen der Antriebsmaschine und den Rädern unterbrochen. Das Fahrzeug rollt während des Schaltvorgangs. Je nach Schwierigkeit des Geländes (Steigung, hoher Rollwiderstand) kann es dabei an Geschwindigkeit verlieren, Abb. 6.12. Um diesen Geschwindigkeitsverlust nicht zu groß werden zu lassen, darf die Schaltung nicht zuviel Zeit in Anspruch nehmen. Der gesamte Schaltvorgang muss daher in einer Zeitspanne unter einer Sekunde ablaufen. Für MehrGruppengetriebe bedeutet dies, dass die Schaltvorgänge in den einzelnen Getriebegruppen (vorausgesetzt sie erfolgen nacheinander) innerhalb von 0,2–0,3 s ablaufen müssen. Dies ist mit ein Grund, weshalb die Anzahl der Gruppen in einem Getriebe nicht beliebig erhöht werden kann, obwohl dies zu einer Verringerung an benötigten Zahnradpaaren führen würde (vgl. auch Abschn. 6.7.1). Der notwendige synchrone Ablauf von mehreren Einzelschaltungen an den verschiedenen Schaltstellen erfordert einen hohen Aufwand. Getriebe mit Zugkraftunterbrechung können überall dort Verwendung finden, wo die Einsatzart ein Schalten ermöglicht, bei dem innerhalb der Schaltzeit die Fahrzeuggeschwindigkeit nicht nennenswert abfällt bzw. bei Gefällefahrt ansteigt und gleichzeitig dem Fahrer das Schalten zugemutet werden kann. Neben den Handschaltgetrieben zählen hierzu auch automatisierte Getriebe, bei denen zum Gangwechsel die Zugkraft durch Öffnen der Anfahrkupplung unterbrochen wird.

6.3 Grundsätzlicher Aufbau von Getrieben

157

Abb. 6.12. Qualitativer Verlauf der Zugkraft und der Fahrzeuggeschwindigkeit beim Hochschalten mit Zugkraftunterbrechung

Bei automatisierten Lkw-Getrieben in Vorgelegebauweise wird in der Regel mit Zugkraftunterbrechung geschaltet. Die Fahrzeugbeschleunigungen sind relativ gering, die Fahrzeugmasse hoch und der Fahrkomfort hat nicht oberste Priorität. 6.3.2 Schalten ohne Zugkraftunterbrechung Ebenso wie beim Schalten mit Zugkraftunterbrechung erfolgt die Übersetzungsänderung in Stufen. Allerdings wird hierbei die Zugkraft während des Schaltvorgangs nicht unterbrochen, Abb. 6.13. Man bezeichnet solche Getriebe auch als kraftschlüssig oder als Lastschaltgetriebe. Der Übergang von einer Übersetzungsstufe zur anderen wird ohne Unterbrechung des Leistungsflusses vollzogen. Zusätzliche Brems- oder Kupplungsorgane lassen ein Einkuppeln der Übersetzungsstufen unter Last zu. Es wird hierbei die zu verlassende Stufe aus dem Kraftfluss ausgekuppelt, während die neue Stufe parallel dazu in den Kraftfluss eingekuppelt wird. Ein Abfall der Fahrgeschwindigkeit findet nicht statt.

Abb. 6.13. Qualitativer Verlauf der Zugkraft und der Fahrzeuggeschwindigkeit beim Hochschalten ohne Zugkraftunterbrechung

158

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.14. Qualitativer Verlauf der Zugkraft und der Fahrzeuggeschwindigkeit beim stufenlosen „Hochschalten“ ohne Zugkraftunterbrechung

Beispiele dieser Getriebeart sind Stufenautomatgetriebe (konventionelle Automatgetriebe, Automatgetriebe in Vorgelegebauweise und Doppelkupplungsgetriebe, siehe Abb. 1.2). Lastschaltgetriebe sind für schnelle Schaltungen gut geeignet. Getriebe dieser Art finden bei Schwerfahrzeugen, bei Betrieb der Fahrzeuge in schwierigem Gelände und bei allen Fahrzeugen Verwendung, bei denen der Fahrer vom Schaltvorgang entlastet werden soll. Sie werden sowohl mit manueller Gangwahl als auch mit automatischer Gangwahl ausgerüstet. 6.3.3 Stufenlose Getriebe ohne Zugkraftunterbrechung Die Übersetzungsänderung erfolgt nicht mehr in Stufen, sondern sie wird kontinuierlich variiert. Siehe dazu auch die Abschn. 5.3.4 und 6.6.6. Die Zugkraft passt sich dem Fahrwiderstand ohne Eingriff des Fahrers an, Abb. 6.14. Diese Art der Kennungswandlung stellt die theoretisch ideale Lösung dar. Verschiedene mechanische Varianten sind als Reibradgetriebe oder Umschlingungsgetriebe bekannt, bei denen ein Wandeln der Drehzahl auf kontinuierlich veränderbaren Durchmessern zugrunde liegt. Neben den mechanischen Varianten gibt es auch hydraulische Lösungen. Hier ist der hydrodynamische Wandler der bekannteste Vertreter. Auch hydrostatische Getriebe erlauben in der Kombination von Pumpe und Motor eine stufenlose Drehzahlregelung. Meistens wird ein hydrostatisches Getriebe mit einem Planetenradgetriebe gekoppelt, um die Spreizung zu erhöhen und unterschiedliche Fahrbereiche, teilweise mit Leistungsverzweigung, vorzuwählen.

6.4 Stand-, Vorgelege- und Umlauf-Getriebe

159

6.4 Stand-, Vorgelege- und Umlauf-Getriebe Bei Zahnradgetrieben wird unterschieden zwischen • Stand-Getrieben und • Umlauf-Getrieben. Diese Bezeichnungen beziehen sich auf die Achsen der an der Übersetzung beteiligten Zahnräder. Bei den Stand-Getrieben sind die Achsen aller Zahnräder im Getriebe relativ zum Getriebegehäuse ortsfest. In den Umlauf-Getrieben oder auch Planetengetrieben trägt ein umlaufender Steg die Achsen der Planetenräder. Vorgelegegetriebe: Unter einem Vorgelegegetriebe [6.30] versteht man ein Getriebe mit nur einer An- und nur einer Abtriebswelle und einer im Gehäuse ortsfest gelagerten Vorgelegewelle, siehe Abb. 6.11. Vorgelegegetriebe sind also Stand-Getriebe. Bei einstufigen Vorgelegegetrieben fallen Abtriebswelle und Vorgelegewelle zusammen, man könnte sie daher auch als „reduzierte“ Vorgelegegetriebe bezeichnen. Planetengetriebe: Bei Planetengetrieben befinden sich aus Gründen einer gleichmäßigen und niedrigeren Belastung stets drei oder mehr Planetenräder auf einem Steg, Abb. 6.15. Ihre Anzahl wie ihre Zähnezahl ist aber für die Übersetzung des Getriebes ohne Bedeutung, sie kehren nur den Drehsinn an dieser Stelle um. Die Achsen der Planetenräder vollziehen somit eine Rotationsbewegung um die Getriebehauptachse. Es sind auch Mischformen aus Stand- und Umlauf-Getrieben möglich. Bei ortsfestem Steg wird definitionsgemäß aus einem Umlauf-Getriebe ein StandGetriebe.

Abb. 6.15. Stand- und Umlauf-Getriebe

160

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Planetengetriebe bieten in einer Planetenstufe bereits neun kombinatorisch mögliche Bewegungszustände. Diese ergeben sich aus der Tatsache, dass prinzipiell sowohl Hohlrad, Steg oder Sonnenrad ortsfest gekoppelt werden können, um als „Gestell“ zu dienen. Die beiden verbleibenden Getriebekomponenten können jeweils als An- oder Abtrieb der Planetenstufe genutzt werden. Die Übersetzungen der einzelnen Bewegungszustände sind nicht unabhängig voneinander wählbar, sondern sind durch die Zähnezahlen von Sonnen- und Hohlrad definiert, Tabelle 6.7. In dieser Tabelle sind die drei trivialen Bewegungszustände, in denen das Getriebe als Block umläuft, nicht mit aufgeführt. Auch sind nicht alle Übersetzungen für einen Einsatz in Kfz geeignet. Ist bei einem Planetengetriebe kein Teil ortsfest gekoppelt, so spricht man von einem Überlagerungsgetriebe oder auch Sammel-, Verteiler- oder Differentialgetriebe. Werden mehrere Planetenstufen miteinander verbunden, erhält man ein so genanntes Koppelgetriebe. Derartige Getriebe bieten die Möglichkeit, unterschiedliche Übersetzungen zwischen An- und Abtrieb zu realisieren, je nachdem wie die einzelnen Getriebekomponenten aneinander gekoppelt werden und welche Komponenten ortsfest sind. Die Kopplung der Komponenten untereinander geschieht durch Kupplungen, die der Komponenten an das Gehäuse durch Bremsen. Die schon bei Getrieben aus nur einer Planetenstufe vorhandene Vielzahl an möglichen Übersetzungen steigt bei Koppelgetrieben nochmals beträchtlich, wobei wiederum nicht alle der im Getriebe kombinatorisch steckenden Übersetzungen in Kfz auch sinnvoll sind. Es gibt neben den hier besprochenen einfachen Planetengetrieben noch andere Bauarten, die von Bedeutung sind. Es sei hier auf den Abschn. 6.6 und die einschlägige Literatur [6.29–6.30, 6.32] verwiesen. Herkömmliche Stufenautomatgetriebe sind aus mehreren einzelnen Planetenstufen aufgebaut. Die Übersetzungen der einzelnen Gangstufen sind nicht unabhängig voneinander frei wählbar, da dieselben Zahnräder für mehrere Gangstufen verwendet werden. Tabelle 6.7. Bewegungszustände und Übersetzungen eines einfachen Planetengetriebes [6.29]. Zähnezahlen des innenverzahnten Hohlrads sind in den Formeln positiv einzusetzen

6.5 Lösungsprinzipien für Teilfunktionen, Bewertung

161

Abb. 6.16. Planetenkoppelgetriebe. a Wilson-Planetenradsatz; b Simpson-Planetenradsatz

Als Beispiel für solche zusammengesetzte Planetengetriebe seien hier ein Ausschnitt aus einem Wilson-Getriebe und ein Simpson-Planetenradsatz vorgestellt, Abb. 6.16. Planetenkoppelgetriebe können auch leistungsverzweigt sein. Bei der rechnerischen Ermittlung der Leistungen in den einzelnen Pfaden können auch so genannte Blindleistungen auftreten. Eine Blindleistung kann man sich als eine im Kreis fließende Leistung vorstellen, die sich nach außen hin nicht bemerkbar macht. Sie belastet aber die Bauteile, über die sie fließt, und verschlechtert den Gesamtwirkungsgrad des Getriebes. Planetengetriebe können sehr geringe Gesamtwirkungsgrade erreichen, die im Extremfall sogar negativ werden können. Dies entspricht einer Selbsthemmung des Getriebes, was unter Umständen gewünscht sein kann, wenn das Getriebe nicht von seiner Abtriebsseite her bewegt werden darf.

6.5 Lösungsprinzipien für Teilfunktionen, Bewertung In der Konzeptphase der Getriebeentwicklung werden Lösungsprinzipien erarbeitet, siehe hierzu auch Abb. 15.13. Mit Hilfe des in Abschn. 6.2 gezeigten morphologischen Kastens, Tabelle 6.6, können beispielsweise eine Vielzahl von Getrieben durch Kombination der einzelnen Lösungsprinzipien der Hauptfunktionen zusammengestellt werden. Die Zahl der sinnvollen Alternativen schrumpft jedoch beträchtlich, wenn man eine technisch-wirtschaftliche Bewertung durchführt. Beispielhaft sei dies anhand der Tabelle 6.8 für die Hauptfunktionen „Anfahren ermöglichen“ und „Übersetzen“ dargestellt. Sie hat exemplarische Funktion und erhebt keinen Anspruch auf Vollständigkeit. Eine vollständige Bewertung aller Lösungsvorschläge sollte sich für alle Hauptund Nebenfunktionen des zu entwickelnden Getriebes an die Konzeptphase anschließen. Mit dem Ergebnis dieser Bewertung, dem Lösungskonzept, kann dann die eigentliche Entwurfsarbeit beginnen.

162

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Tabelle 6.8. Beispiel für die Bewertung von Lösungsprinzipien für die Teilfunktionen „Anfahren ermöglichen“ und „Übersetzen“. 0...nicht möglich; 1...sehr ungünstig; 2...ungünstig; 3...mittelmäßig; 4...günstig; 5...sehr günstig Lösungsprinzipien Funktion

Moment wandeln Schlupf variieren Wirkungsgrad Lebensdauer Ausfallrisiko Bedienbarkeit Bauraum Preis Gesamtpunktzahl

Zahnrad

5 0 5 4 2 4 5 5 30

Umschlingungstrieb 4 0 4 3 3 2 3 2 21

Rutschkupplung

0 4 4 3 2 3 4 4 24

Hydrodyn. Kupplung 0 3 3 4 4 3 4 2 23

Hydrodyn. Wandler

Hydrostat. Getriebe

4 3 3 4 4 3 4 2 27

4 3 4 2 3 2 2 1 21

Nach Tabelle 6.8 empfiehlt sich für die Drehmomentwandlung das Zahnradpaar als mit Abstand preisgünstigstes Element. Der Nachteil, dass damit nur Stufengetriebe realisiert werden können, tritt dabei in den Hintergrund. Zum Anfahren bzw. Drehzahlangleichung sind Reibungskupplungen immer noch der günstigste Kompromiss. Der hydrodynamische Wandler weist ebenfalls eine Reihe von Vorteilen auf. Tabelle 6.9. Bewertung Rückwärtsgang-Varianten nach Abb. 6.17; + Vorteil, – Nachteil

6.5 Lösungsprinzipien für Teilfunktionen, Bewertung

163

6.5.1 Lösungsfindung am Beispiel Rückwärtsgang Für die Realisierung der Nebenfunktion Rückwärtsgang gibt es eine Vielzahl von Bauarten. Abbildung 6.17 zeigt sechs verschiedene Varianten, wie sie anhand von morphologischen Kästen erarbeitet werden können. Im Anschluss werden diese Lösungsvarianten nach unterschiedlichen Kriterien bewertet. Die notwendige Umkehr der Drehrichtung der Getriebeausgangswelle wird bei Zahnradgetrieben meist durch ein in den Leistungsfluss geschaltetes Zwischenrad realisiert. Allgemein gilt für reine Zahnradgetriebe, dass ein Erhöhen oder ein Erniedrigen der Anzahl der Übersetzungsstufen um eins die Drehrichtung an der Ausgangswelle umkehrt. Nicht alle der in Abb. 6.17 dargestellten Varianten sind für die Praxis gleichermaßen von Bedeutung. Die folgende, ebenfalls stark vereinfachte Bewertung in Tabelle 6.9 soll ihre Stärken und Schwächen beleuchten. Wird für den Rückwärtsgang kein Zahnrad einer Gangstufe der Vorwärtsgänge des Getriebes mit verwendet, so kann auf Grund der relativ geringen Weganteile im Rückwärtsgang bei seiner Verzahnungsauslegung auf die billigere Geradverzahnung zurückgegriffen werden. Die damit im Betrieb resultierenden höheren Betriebsgeräusche können in Kauf genommen werden.

Abb. 6.17. Varianten zur Gestaltung des Rückwärtsgangs. a Ein axial verschiebbares Schieberad wird zwischen je einem festen Rad der HW und der VW eingeschoben; b verschiebbare Welle mit zwei Ritzeln zwischen einem Rückwärtsgangrad der HW und einem Vorwärtsgangrad der VW; c Schieberad wird zwischen einem festen Rad der VW und einer verzahnten Schiebemuffe einer Synchronisierung der HW eingeschoben; d verschiebbare Welle mit zwei Ritzeln zwischen einem Vorwärtsgangrad der HW und einem Vorwärtsgangrad der VW; e Rückwärtsgang mit Zwischenritzel dauernd im Eingriff, Schaltung mit Schiebemuffe; f Rückwärtsgang mittels Zahnkette, Schaltung durch Schiebemuffe

164

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

6.6 Pkw-Getriebe Bei Pkw unterscheidet man im Wesentlichen folgende Getriebebauarten und -bauformen, siehe hierzu auch Abb. 1.2: • Handschaltgetriebe MT, • Automatisierte Schaltgetriebe AMT, • Stufen-Automatgetriebe, − Doppelkupplungsgetriebe DCT, − konventionelle Automatgetriebe AT (bestehend aus hydrodynamischem Wandler und nachgeschaltetem Planetengetriebe), − Automatgetriebe in Vorgelegebauweise, • Hybridantrieb und • Mechanische Stufenlosgetriebe CVT. Nach dieser Einteilung werden nachfolgend die konstruktiven Grundkonzepte der Pkw-Getriebe vorgestellt. Tabelle 6.10 zeigt in der Zusammenfassung die in den Systematikabschnitten 6.6.1 bis 6.6.6 sowie in den Konstruktionsabschnitten 12.1.1 bis 12.1.6 behandelten Getriebe. Tabelle 6.10. In den Abschn. 6.6.1–6.6.6 sowie 12.1.1–12.1.6 vorgestellte Fahrzeuggetriebe. FQ Frontquer-Antrieb; S Standardantrieb; FL Frontlängs-Antrieb; FLA Frontlängs-Allradantrieb; HL Hecklängs-Antrieb; HQ Heckquer-Antrieb; WSK Wandlerschaltkupplung; WK Wandlerüberbrückungskupplung Schema Gänge Abb.-Nr.

Kennzeichen

Einbau- Hersteller Bezeichnung Konstruktion Lfdlage Abb.-Nr. Nr.

6.18a

4

MT, 1-stufig

FQ

VW

MQ

––

––

6.18b

5

MT, 1-stufig

FQ

VW

MQ

12.1

1/

6.19a

4

MT, 2-stufig

S

Getrag

4-Gang

––

––

6.19b

5

MT, 2-stufig

S

ZF

S 5-31

12.2–12.4

2/

6.20a

6

MT, 2-stufig

S

Getrag

286

12.5

3/

6.20b

6

MT, 1-stufig

FQ

Opel

F28-6

12.6

4/

6.21a

6

MT, 1-stufig, 3-Wellen

FQ

Getrag

285

12.7–12.8

5/

6.21b

6

MT, 1-stufig, 3-Wellen

FQ

MB

FSG 300-6

12.9–12.10

6/

6.22a/b

6

MT, 2-stufig

S

Getrag

217

12.11

7/

6.23a

6

MT, 1-stufig

FL

Audi

ML350-6F

12.12

8/

6.23b

6

MT, 1-stufig

FLA

Audi

ML450-6Q

12.64

8/

6.24

3

AMT, 1-stufig, WSK

HL

VW

Bj. 1967

––

––

6.25a

6

AMT, 1-stufig, Gruppe

HQ

Getrag

431

12.13–12.14

9/

6.6 Pkw-Getriebe

165

Tabelle 6.10 (Fortsetzung) 6.25b

7

AMT, 2-stufig

S

Getrag

247

12.15–12.16

6.26

6

DCT, Prinzip

FQ

6.27

7

DCT

S

6.30– 6.31

4

AT, o. WK

FQ

10/

VW

DSG

12.17–12.20

11/

ZF

7 DCT 50

12.21

12/

ZF

4 HP 14

––

––

––

5

AT, o. WK

S

MB

W5A 030

12.22

13/

6.32

5

AT

S

MB

W5A 580

12.23

14/

6.33

7

AT

S

MB

W7A 700

12.24

15/

6.34

6

AT

S

ZF

6 HP 26

12.25

16/

6.35

6

AT

FQ

AISIN

TF 80-SC

12.26

17/

6.36

5

AT, Vorgelege

FQ

MB

W5A 180

12.27

18/

6.37– 6.38

6

Hybrid, parallel

S

BMW/ZF

Aktivgetriebe

12.28

19/

∞

Hybrid, verzweigt

FQ

Toyota/ Lexus

P310

12.29

20/

∞

CVT, Toroid-Prinzip

––

––

––

––

––

––

∞

CVT, Kettenvariator

FL

Audi

Multitronic

12.30

21/

––

∞

CVT, Kettenvariator

FQ

MB

Autotronic

12.31

22/

∞

CVT, Kettenvariator

FQ

ZF

CFT 30

12.32

23/

∞

CVT, geared neutral

––

––

––

––

––

6.39 6.41

6.43 6.44

6.6.1 Pkw-Handschaltgetriebe (MT) Als Pkw-Handschaltgetriebe werden Getriebe zusammengefasst, bei denen sowohl der Vorgang des Kuppelns und Anfahrens als auch der des Wechselns der Gangstufen manuell vom Fahrer erfolgt. Sie werden ausschließlich mit Stirnrädern ausgeführt. Getriebe mit reiner Klauenschaltung sind bei Pkw nicht am Markt. Es werden nur Getriebe mit Synchronisierungen angeboten. Um das Grundlegende herauszuarbeiten wird auf den folgenden Seiten auch die historische Entwicklung dargestellt. Beginnend mit den 4-Gang-Getrieben, wie sie Anfang der 1990er noch zu finden waren, wird die Systematik der Handschaltgetriebe bis zu den aktuellen Konstruktionen erläutert. Wie immer in diesem Buch, handelt es sich bei der genannten Gangzahl um Vorwärtsgänge. Auf die Ableitung von Allradvarianten aus den Grundkonzepten wird separat eingegangen. Die Pkw-Handschaltgetriebe lassen sich nach der Anzahl der Stufen in weitere Klassen unterteilen, vgl. auch Abschn. 6.3. Dabei ist „Stufe“ als Leistungsfluss

166

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

von einer Welle auf eine andere definiert. Diese Unterteilung bezieht sich auf die Vorwärtsgänge des Hauptgetriebes, nicht auf evtl. integrierte Achsantriebe, Differentiale und zu deren Antrieb erforderliche Zwischenwellen. Damit ergeben sich die folgenden Klassen: • Einstufige Vorgelegegetriebe mit 4 bis 6 Gängen und integriertem Achsantrieb, z.B. Abb. 6.18a und • Zweistufige (koaxiale) Vorgelegegetriebe mit 4 bis 6 Gängen, z.B. Abb. 6.19a. Einstufige Vorgelegegetriebe werden in Pkw eingesetzt, bei denen sich der Motor an der Antriebsachse befindet, also bei frontgetriebenen Fahrzeugen mit Frontmotor oder bei heckgetriebenen mit Heckmotor. Dies gilt für beide der gängigen Einbaulagen des Motors – längs oder quer. Bei den einstufigen Vorgelegegetrieben ist meist der Achsantrieb in das Getriebegehäuse integriert. Wird aus Platzgründen eine sehr kurze Baulänge des Getriebes benötigt, kann die Übersetzung über eine dritte räumlich versetzte Welle realisiert werden. Abbildung 6.21 zeigt solche Dreiwellengetriebe. In den Getriebeschemata, die in diesem Kapitel verwendet werden, sind aus Gründen der Vollständigkeit integrierte Achsantriebe, wenn vorhanden, sowie die Rückwärtsgänge der einzelnen Getriebe „grau“ dargestellt. Bei den Rückwärtsgängen gilt es zu beachten, dass die Wellen der Zwischenräder in einer anderen Ebene als die Hauptwellen liegen. Vergleiche hierzu auch Abschn. 6.5. Lage und Größe der Zwischenräder sollen nur einen Eindruck des prinzipiellen Aufbaus wiedergeben. Zweistufige Vorgelegegetriebe kommen bei Pkw mit Standardantrieb zur Anwendung. In ihnen sind üblicherweise keine Komponenten des Achsantriebs integriert, da sie in der Regel direkt an den vorn liegenden Motor angeflanscht sind und die Verbindung zur Antriebsachse über eine Kardanwelle hergestellt wird. Eine Ausnahme stellen solche zweistufigen Getriebe dar, die bei vorn liegendem Motor zur gleichmäßigeren Gewichtsverteilung an der Hinterachse angeordnet sind (s. auch Abb. 6.2h/i). In ihnen sind dann Teile des Achsantriebs integriert. Die Synchronpakete sind jeweils einer Schaltebene zugeordnet und dienen meist zum Schalten zweier benachbarter Gänge. In einer Schaltebene liegen üblicherweise 1. und 2. Gang, 3. und 4. Gang, 5. und Rückwärtsgang oder auch 5. und 6. Gang. Es gibt auch Konstruktionen, die für den 5. und den Rückwärtsgang jeweils ein eigenes Schaltelement verwenden, dieses kann beim Rückwärtsgang auch unsynchronisiert sein. Als Beispiel für ein einstufiges 4-Gang-Getriebe dient ein Getriebe der Firma VW, wie es z. B. im VW Golf Anfang der 1990er zum Einsatz kam, Abb. 6.18a. Bei diesem Getriebe ist das Zahnradpaar des ersten Gangs direkt neben einer Wellenlagerung angeordnet. Die Gesamtzahl der Zahnradpaare bleibt gegenüber einem zweistufigen 4-Gang-Getriebe gleich, da zwar das Zahnradpaar der Antriebskonstante K, Abb. 6.19, entfällt, dafür aber eines für den 4. Gang benötigt wird. Einstufige Getriebe haben keinen direkten Gang. Das einstufige 5-Gang-Getriebe, Abb. 6.18b, unterscheidet sich vom einstufigen 4-Gang-Getriebe nur durch eine zusätzliche Zahnradstufe, welche an der der Antriebsseite gegenüberliegenden Gehäuseseite „angehängt“ wurde.

6.6 Pkw-Getriebe

167

Abb. 6.18. a Einstufiges 4-Gang-Getriebe (VW); b einstufiges 5-Gang-Getriebe (VW), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.1

Dadurch ergeben sich in der ursprünglichen Getriebeeinheit keinerlei konstruktive Veränderungen. 5-Gang-Getriebe sind häufig als Weiterentwicklungen aus bestehenden 4-Gang-Getrieben entstanden. Ein Vertreter der zweistufigen 4-Gang-Getriebe ist das Getrag-Getriebe in Abb. 6.19a. Gemäß dem Konstruktionsgrundsatz, hohe Drehmomentänderungen in der Nähe von Lagerungen zu realisieren, um die Wellendurchbiegung möglichst gering zu halten, befindet sich das Zahnradpaar des ersten Gangs an der Getriebeabtriebsseite. Der 4. Gang ist als Direktgang ausgeführt. Beim in Abb. 6.19b dargestellten 5-Gang-Getriebe ist der 5. Gang der Direktgang. Häufig ist aber der 5. Gang ins Schnelle übersetzend (Schongang) und der 4. Gang der Direktgang. Bei dem zweistufigen Vorgelegegetriebe mit 6-Gängen nach Abb. 6.20a, befinden sich die Zahnradstufen des 1. und des 2. Gangs in der Nähe einer Wellenlagerung. Dies ist auch vor dem Hintergrund zu sehen, dass derartige Getriebe vor allem in Pkw der oberen Leistungsklasse zum Einsatz kommen und daher für hohe Drehmomente ausgelegt werden müssen. Abbildung 6.20b zeigt ein einstufiges Vorgelegegetriebe mit Achsantrieb.

Abb. 6.19. a Zweistufiges 4-Gang-Getriebe (Getrag); b zweistufiges 5-Gang-Getriebe mit direktem 5. Gang, „Sportgetriebe“ (ZF), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.2

168

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.20. a Zweistufiges 6-Gang-Getriebe (Getrag), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.5; b einstufiges 6-Gang-Getriebe (Opel); ausgeführte Konstruktion Abb. 12.6

Seit Mitte der 1990er Jahre besteht bei fast allen Herstellern der Trend zu 6-GangHandschaltgetrieben. Die bestehenden 5-Gang-Getriebe werden durch Neukonstruktionen mit 6 Gängen ersetzt, vorrangig bei höher motorisierten Fahrzeugen. Da beim Quereinbau die Länge des Getriebes von großer Bedeutung ist, müssen hier entsprechende Lösungen für kurze Getriebe gefunden werden. Bei Getrieben in Dreiwellenbauart werden die Gänge auf zwei parallel zur Eingangswelle EW liegende Abtriebswellen AW1 und AW2 aufgeteilt. Dadurch ergeben sich sehr kurze Getriebe, wie sie für den Quereinbau notwendig sind. Mit dieser Bauart sind 6-Gang-Getriebe mit der Baulänge eines 4-Gang-Getriebes möglich. Bei Dreiwellengetrieben handelt es sich um einstufige Vorgelegegetriebe mit integriertem Achsantrieb.

Abb. 6.21. a Einstufiges 6-Gang-Getriebe in Dreiwellenbauart (Getrag), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.7; b Einstufiges 6-Gang-Getriebe in Dreiwellenbauart (MercedesBenz), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.10

6.6 Pkw-Getriebe

169

Abbildung 6.21a zeigt eine auf minimale Baulänge optimierte Ausführung. Die Gänge 3 und 5 sowie 4 und 6 teilen sich hierbei jeweils ein Festrad, eine so genannte Doppelverwendung der Festräder für jeweils zwei Gänge. Die unterschiedlichen Übersetzungen müssen daher – bei gleichem Achsabstand der Abtriebswellen zur Getriebeeingangswelle – vollständig durch die jeweilige Übersetzung der Konstanten realisiert werden. Eine dritte Doppelverwendung ist im Rückwärtsgang umgesetzt. Der Rückwärtsgang nutzt das Schaltrad des 1. Gangs als Rücklaufrad. Dies ist möglich, da sich der R-Gang die kurze Konstante K2 mit den Gängen 3 und 4 teilt. Mit dieser Konstruktion ist damit in Bezug auf axiale Baulänge und Anzahl der notwendigen Radsatzteile nahezu ein Optimum erreicht, mit leichten Einschränkungen bei der freien Übersetzungswahl. Durch die zwei Doppelverwendungen können nur 5 Gänge frei gewählt werden, der sechste ergibt sich [6.19]. Abb. 6.21b zeigt ein Dreiwellengetriebe, bei dem in allen Gängen die Übersetzungen frei gewählt werden können, vergleichbar mit anderen Schaltgetrieben. Die Gänge 1 bis 4 sind hier auf der Abtriebswelle AW1, die Gänge 5, 6 und R auf der Abtriebswelle AW2. Es können höhere Anfahrübersetzungen und größere Spreizungen realisiert werden. Die Getriebelänge ist allerdings etwas größer, da nur eine Doppelverwendung für die Gänge 4 und 5 eingesetzt wird. Das Rücklaufrad des R-Gangs hat eine eigene Vorgelegewelle. Auch bei den Standardantrieben sind neue Konstruktionen fast ausschließlich mit 6 Gängen ausgeführt. Diese Getriebe sind immer als zweistufige Getriebe umgesetzt. Ausführungen der auch als In-Line-Getriebe bezeichneten Bauart zeigt Abb. 6.22. In Abb. 6.22a ist die Variante für Ottomotoren dargestellt. Der grundsätzliche Aufbau entspricht dem von Abb. 6.20a. In Abb. 6.22b ist die Ausführung für Dieselmotoren gezeigt. Da beim Diesel eine größere Spreizung notwendig ist, wurde hier nicht wie beim Ottomotor der 5. Gang als Direktgang ausgeführt, sondern der 4. Gang. Die Gänge 5 und 6 haben somit eine Übersetzung kleiner 1. Diese Getriebe werden auch als Doppel-Overdrive-Getriebe bezeichnet. Um trotz der unterschiedlichen Anordnung der Gänge in beiden Fällen das gleiche Schaltbild zu erhalten, sind kleine Modifikationen an der inneren Schaltung notwendig.

Abb. 6.22. Zweistufiges 6-Gang-Getriebe (Getrag), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.11. a Ausführung für Ottomotoren; b Ausführung für Dieselmotoren

170

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.23. Einstufiges 6-Gang-Getriebe für Frontlängs-Einbau (Audi). a für Frontantrieb, ausgeführte Konstruktion Abb. 12.12; b für Allradantrieb mit Torsen-Mittendifferential, ausgeführte Konstruktion Abb. 12.64 (Kegelradgetriebe um 90° gedreht)

Bei den Längsgetrieben mit Achsantrieb sind neue Konstruktionen nur noch als 6-Gang-Getriebe ausgeführt. Diese Getriebe werden in Front- und Allradanwendung (z.B. Audi A6) sowie in Heckanwendungen (z.B. Porsche 911) eingesetzt und sind in einstufiger Bauart ausgeführt. Der integrierte Achsantrieb besteht aus einer Spiralverzahnung. Abbildung 6.23a zeigt ein Getriebe in Front-, Abb. 6.23b in Allradausführung. Der Aufbau des Radsatzes ist bei beiden gleich. Der Leistungsfluss geht bei der Frontvariante von der Eingangswelle über die Abtriebswelle auf das Vorderachsdifferential. Bei der Allradausführung fließt die Leistung von der Eingangswelle über eine Hohlwelle auf ein integriertes TORSEN-Mittendifferential. Hier wird die Leistung auf die Vorder- und Hinterachse verteilt. Die Leistung zur Vorderachse gelangt über eine in der Hohlwelle gelagerten Ritzelwelle auf das im Getriebe integrierte Vorderachsdifferential. Die Leistung zur Hinterachse wird über die angeflanschte Kardanwelle auf das Hinterachsdifferential übertragen. 6.6.2 Automatisierte Pkw-Schaltgetriebe (AMT) Zu Beginn der Automatisierung der Pkw-Schaltgetriebe gab es die Bezeichnung „Teilautomatisierte Getriebe“. Sie bezog sich auf die beiden Bedienvorgänge „Kuppeln/Anfahren“ und „Gang wechseln“. Bei diesen Getrieben war einer dieser Vorgänge automatisiert. Siehe auch Tabelle 6.14 „Automatisierungsgrade von Schaltgetrieben“. Als Beispiel eines frühen teilautomatisierten Pkw-Schaltgetriebes ist das Wandlerschaltkupplungsgetriebe WSK von VW (1967) zu nennen. Hier ist einem hydrodynamischen Wandler eine mechanische Trennkupplung nachgeschaltet, Abb. 6.24. Der Anfahr- und Schaltkuppelvorgang sind automatisiert, der Gangwechsel erfolgt von Hand. Der Wandler hat hierbei drei Hauptaufgaben zu erfüllen. Anfahren in jedem Gang zu ermöglichen, Verfeinern der groben Stufung (drei Vorwärtsgänge) des Schaltgetriebes und Dämpfen der Drehschwingungen beim Schließen der Trennkupplung.

6.6 Pkw-Getriebe

171

Abb. 6.24. Getriebeschema: 3-Gang-Wandlerschaltkupplungsgetriebe (VW Bj. 1967)

Bei dem Hauptgetriebe handelt es sich um ein einstufiges 3-Gang-Getriebe, das aus einem 4-Gang-Getriebe entwickelt wurde, indem der ursprünglich erste Gang in einen Rückwärtsgang umkonstruiert wurde. In der Praxis hatte dieses Getriebekonzept mit hohem Kraftstoffverbrauch zu kämpfen. Ursache hierfür waren der ständige Leistungsfluss über den Wandler – eine Überbrückungskupplung war nicht vorhanden – sowie die Tatsache, dass mit diesem Getriebe auch im 2. oder 3. Gang angefahren werden konnte. Diese Konstruktion konnte sich bei Pkw daher nicht durchsetzen. Teilautomatisierte Pkw-Schaltgetriebe fanden nie eine nennenswerte Verbreitung. Seit Ende der 1990er Jahre sind (voll-)automatisierte Pkw-Schaltgetriebe (ASG oder AMT, Automated Manual Transmission) auf dem Markt. Bei den AMT wird sowohl der Anfahr-/Schaltkuppelvorgang als auch der Gangwechsel von Aktuatoren ausgeführt, die ihr Steuersignal durch Schaltwippen am Lenkrad, vom Schalthebel oder beim vollautomatischen Betrieb vom Getriebesteuergerät (TCU, Transmission Control Unit) erhalten. Automatisierte Schaltgetriebe verbinden den hohen Wirkungsgrad von Handschaltgetrieben mit dem Bedienungskomfort vollautomatischer Getriebe. Der größte Unterschied zu lastschaltenden Automatgetrieben ist für den Benutzer der schlechtere Schaltkomfort, da der Schaltvorgang prinzipbedingt wie bei Handschaltgetrieben mit Zugkraftunterbrechung erfolgt. Versuche, mit überdimensionierten Synchroneinheiten und nicht vollständigem Öffnen der Kupplung eine Restzugkraft während des Schaltvorgangs zu übertragen, wurden in Versuchswagen positiv dargestellt, führten aber nicht zur Serienreife. In Fahrzeugklassen und -anwendungen mit Schwerpunkt auf Effizienz sowie Fahrerentlastung, wie bei Kleinwagen oder Nutzfahrzeugen kleiner 3,5 t, sind AMT mit 6 oder mehr Gängen und großer Spreizung ein geeignetes Getriebekonzept. Der gute Wirkungsgrad des Getriebes kann mit einer verbrauchsoptimierten Schaltstrategie kombiniert werden. Die Schaltstrategie des AMT hat einen bedeutenden Anteil an der Verbrauchseinsparung. Man unterscheidet AMT als „Add-On“-Systeme und integrierte Systeme. Bei Add-On-Systemen werden vorhandene Schaltgetriebe mit aufgesetzten Aktuatoren versehen. So lassen sich mit einem Basisgetriebe sowohl Handschaltgetriebe als auch automatisierte Schaltgetriebe darstellen. Integrierte Systeme werden schon

172

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

als automatisierte Schaltgetriebe konstruiert. Diese Getriebe können nicht als MT verwendet werden. Bei integrierten Systemen können die einzelnen Gänge für AMT optimiert angeordnet werden. Es muss nicht wie bei MT auf das übliche Schaltschema am Schalthebel geachtet werden. Aus diesem Grund bestehen bei der Ausführung der inneren Schaltung mehr Gestaltungsmöglichkeiten. So kann die Betätigung der Schiebemuffen durch Schaltwalzen erfolgen (nur serielle Schaltungen, kein Überspringen der Gänge möglich) oder die Schaltzeit (Zeit ohne Zugkraft) kann durch eine optimierte Radsatzanordnung und Einzelaktuatoren für jede Schiebemuffe verkürzt werden. Systeme mit Schaltwalzen haben den Vorteil, mit einem Aktuator auszukommen, andernfalls werden mindestens 2 Aktuatoren für die Schalt- und Wählbewegung benötigt. Bei Einzelaktuatoren wird jede Schiebemuffe von einem Aktuator betätigt. Dies ist die teuerste aber technisch anspruchsvollste Lösung. Bei den Aktuatoren wird zwischen elektro-hydraulischen und elektro-mechanischen Systemen unterschieden. Hydraulische Systeme sind in der Regel teurer, haben aber Vorteile hinsichtlich den maximal möglichen Schaltkräften und den damit verbundenen kürzeren Schaltzeiten. Auch Einzelaktuatoren sind leicht möglich. Bei hydraulischen Systemen werden in der Regel Linearbewegungen mittels Kolben umgesetzt. Siehe auch Kapitel 13 „Elektronische Getriebesteuerung“. Elektro-mechanische Systeme verwenden meist Rotationsaktuatoren (Elektromotoren) und werden vor allem bei kleineren, preisgünstigen Getrieben mit Drehmomentkapazitäten bis ca. 250 Nm eingesetzt. Die Drehmomentbegrenzung kommt aus den zunehmenden Kräften für die Kupplungsbetätigung sowie den maximalen Schaltkräften in Kombination mit kurzen Schaltzeiten. Da in der Regel Elektromotoren verwendet werden, nimmt beim Einsatz größerer Aktuatoren zwar die statische Kraft des Aktuators zu, durch die größere Massenträgheit nimmt aber die Dynamik der Aktuatoren ab. Auch die Belastung des Bordnetzes wird größer. Schon bei kleineren Systemen kann bei Schaltvorgängen ein leichtes Flackern der Beleuchtung beobachtet werden. Abbildung 6.25a zeigt ein einstufiges 6-Gang-Getriebe für Quereinbau mit integrierter Aktuatorik, das nur als AMT entwickelt wurde. Es handelt sich um ein Gruppengetriebe mit 3 Vorwärtsgängen und einem Rückwärtsgang sowie 2 schaltbaren Abtriebskonstanten (High/Low). Die Gänge 1 bis 3 ergeben sich mit der Konstante Low (KL), die Gänge 4 bis 6 mit der Konstante High (KH). Vorteil dieser Konstruktion ist die geringe Baulänge und der Einsatz von nur 3 Synchroneinheiten. Beim Schalten vom 3. in den 4. Gang müssen allerdings zwei Schiebemuffen betätigt werden, was mittels Schaltwalze aber problemlos möglich ist. Im Radsatz wird vom 3. in den 1. Gang und gleichzeitig die Konstante High auf Low geschaltet. Abbildung 6.25b zeigt ein 7-Gang-In-Line-Getriebe. Es ist ein zweistufiges Getriebe, das ausschließlich als AMT entwickelt wurde. Damit entfallen die üblichen Restriktionen beim Radsatzaufbau durch das beim MT vorgegebene Schaltbild. Zur Verkürzung der Schaltzeiten sind aufeinander folgende Gänge, mit Ausnahme der Gänge 6 und 7, nicht auf einer Synchroneinheit angeordnet. Beim Gangwechsel lassen sich damit durch gleichzeitiges Betätigen zweier Schiebemuffen (überschneidendes Schalten) Verkürzungen der Schaltzeiten erreichen.

6.6 Pkw-Getriebe

173

Abb. 6.25. a Einstufiges 6-Gang-AMT mit Rangegruppe (Getrag), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.13; b Zweistufiges 7-Gang-AMT (Getrag), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.15

Hierbei darf es aber keinesfalls zum gleichzeitigen Einlegen zweier Gänge kommen, da dies zum Blockieren des Antriebsstrangs führt. Da es sich bei diesem Getriebe um eine Sportausführung handelt, ist die Spreizung klein, der 6. Gang ist als Direktgang ausgelegt. 6.6.3 Pkw-Doppelkupplungsgetriebe (DCT) Schon in den 1940er Jahren wurde an der Entwicklung von Doppelkupplungsgetrieben gearbeitet. Intention war, schwere Nutzfahrzeuge mit dieser Technik auszurüsten, um zugkraftunterbrechungsfreies Fahren zu ermöglichen. Ein serienmäßiger Einsatz wurde allerdings nicht erreicht. In den 1980er Jahren griffen Porsche und Audi das Getriebeprinzip wieder auf und entwickelten Doppelkupplungsgetriebe für den Rennsport. Diese Getriebe waren für den Serieneinsatz in Pkw nicht akzeptabel, da die Regelgüte der Systeme noch nicht ausreichte. Im Jahr 2003 ging das erste DCT für Pkw bei VW in Serie. Entwicklungsziel war es, die Vorteile von Handschaltgetrieben und Stufenautomaten zu kombinieren. Attribute der Handschaltgetriebe sind guter Wirkungsgrad, eine in weiten Bereichen frei wählbare Getriebeabstufung sowie Sportlichkeit, Fahrdynamik und Fahrspaß. Konventionelle Automatgetriebe zeichnen sich durch hohen Komfort beim Anfahren über den Drehmomentwandler und die automatischen Schaltungen ohne Zugkraftunterbrechung aus. Das Prinzip des Doppelkupplungsgetriebes beruht auf zwei autarken Teilgetrieben, die über je eine Kupplung mit dem Motor verbunden sind, Abb. 6.26. Das eine Teilgetriebe enthält die ungeraden Gänge (1, 3, 5, …), das andere Teilgetriebe enthält die geraden Gänge (2, 4, 6, …). Durch die Aufteilung der Gänge in Verbindung mit der Doppelkupplung sind DCT voll lastschaltbar. Die Doppelkupplung wird bei DCT aber nicht nur zum Schalten eingesetzt – sie dient gleichzeitig als Anfahrelement.

174

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.26. Prinzipieller Aufbau von Doppelkupplungsgetrieben. Aufteilung in zwei autarke Teilgetriebe mit jeweils einer Kupplung K1 und K2, ausgeführte Konstruktion Abb. 12.17 (VW DSG®)

Bei konstruktiven Ausführungen werden die beiden Teilgetriebe nicht wie in Abb. 6.26 dargestellt nebeneinander angeordnet, sondern ineinander geschachtelt, um Bauraum zu sparen. Eine der beiden Getriebeeingangswellen wird hierbei als Hohlwelle ausgeführt. Die prinzipielle Funktionsweise von Doppelkupplungsgetrieben wird im Folgenden an Hand der Hochschaltung von 2 nach 3 näher erläutert. Tritt im Fahrbetrieb eine Situation auf, die eine Hochschaltung vom aktuell eingelegten 2. Gang (Teilgetriebe 2) in den 3. Gang erfordert, wird im freien Teilgetriebe 1 der 3. Gang eingelegt. Der Synchronisiervorgang des zugehörigen Losrads geschieht für den Fahrer nicht spürbar. Durch Überschneidung der schließenden Kupplungen K1 zur öffnenden K2 wird der Kraftfluss beim Gangwechsel nicht unterbrochen. Hat K1 das Drehmoment übernommen, wird im jetzt freien Teilgetriebe 2 der 2. Gang ausgelegt und es kann bei Bedarf ein anderer Gang vorgewählt werden. Der prinzipielle Ablauf unterscheidet sich bei Hoch- und Rückschaltungen nicht. Zu Überschneidungsschaltung siehe auch Abschn. 9.3.2.

Abb. 6.27. 7-Gang-DCT (ZF), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.21

6.6 Pkw-Getriebe

175

Abbildung 6.27 zeigt ein 7-Gang-DCT für Standardantrieb. Auf Grund der besseren Leistungsdaten wird zum Anfahren im Wesentlichen die äußere Kupplung K1 eingesetzt. Grundsätzlich ist aber auch ein Anfahren mit der inneren Kupplung möglich. Durch den Einsatz einer kurzen Hohlwelle auf der Vorgelegewelle und die Mehrfachnutzung der hintersten Radebene im ersten und im zweiten Gang konnte eine Radebene eingespart werden [6.28]. Um vom 1. Gang in den 2. Gang zu wechseln, muss lediglich die innere Kupplung K2 geschlossen und die äußere Kupplung K1 geöffnet werden. Bei diesem Gangwechsel ist also kein Einlegen eines Ganges nötig. Bei der Hauptkomponente, der Doppelkupplung, wird zwischen nasslaufenden und trockenlaufenden Systemen unterschieden. Siehe Abschn. 10.3 „Doppelkupplungen“. Dort wird deren Aufbau und Funktionsweise detailliert erläutert. Nasslaufende Systeme benötigen wie konventionelle Automatgetriebe eine hydraulische Versorgung zur Kupplungsbetätigung sowie zur Kühlung der Kupplungen. Siehe dazu auch Abschn. 11.3 „Ölversorgung und Ölpumpen“. Ein Vorteil von DCT gegenüber AT ist, dass auch bei nasslaufender Doppelkupplung nur eine offene Kupplung Schleppverluste verursacht. Auf Grund der fehlenden Wandlerüberhöhung benötigen Doppelkupplungssysteme eine höhere Anfahrübersetzung. Hieraus folgt, dass die Getriebe eine höhere Gesamtspreizung benötigen. Dies kann zur Folge haben, dass ein zusätzlicher Gang benötigt wird, damit die Stufensprünge des Getriebes nicht zu groß werden. Größter Vor- und zugleich Nachteil eines DCT mit trockenlaufender Doppelkupplung ist das Fehlen des Öls im Bereich der Kupplung. Vorteil ist, dass sich für die offene Kupplung ein minimales Schleppmoment ergibt. Nachteilig ist, dass die bei Anfahrvorgängen und Lastschaltungen auftretende Reibarbeit und damit Wärme nicht wie bei nasslaufenden Kupplungen über das Öl abgeführt werden kann. Als Grenze zwischen nass- und trockenlaufenden Kupplungen zeichnen sich ca. 300 Nm ab. Bei niedrigeren Motormomenten tendiert der Markt zu trockenlaufenden, bei darüber liegenden Momenten eher zu nasslaufenden Systemen. 6.6.4 Pkw-Automatgetriebe (AT) Stufen-Automatgetriebe, bestehend aus einem hydrodynamischen Wandler mit einem nachgeschalteten Getriebe in Planetenbauart, werden als konventionelle oder auch einfach als Automatgetriebe (AT) bezeichnet (siehe dazu auch die systematische Einteilung der Schaltgetriebe nach Abb. 1.2). In Abschn. 6.4 „Stand-, Vorgelege- und Umlaufgetriebe“ werden Grundlagen der Planetengetriebe vorgestellt. Planetengetriebe bieten bereits in einem einzelnen Planetenradsatz eine hohe Anzahl kombinatorisch möglicher Bewegungszustände. In den nachfolgend gezeigten Pkw-Automatgetrieben werden mehrere Planetenradsätze gekoppelt. Eine in Automatgetrieben häufig verwendete Bauart ist der RavigneauxPlanetenradsatz, Abb. 6.28. Der Ravigneauxsatz ist ein so genanntes reduziertes Planetengetriebe.

176

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.28. Ravigneaux-Planetenradsatz. 1 gemeinsames Hohlrad; 2 schmales Planetenrad; 3 breites Planetenrad; 4 großes Sonnenrad; 5 kleines Sonnenrad [6.5]

Reduzierte Planetengetriebe sind Planetengetriebe, bei denen sich der bauliche Aufwand „reduziert“, da Teile der einzelnen einfachen Planetenradsätze konstruktiv zusammengefasst werden [6.30]. Mit ihm ist man in der Lage, bis zu vier in der Praxis nutzbare Vorwärtsgänge und einen Rückwärtsgang zu realisieren. Durch die Aufteilung des Drehmoments auf mehrere Zahneingriffe haben Planetengetriebe eine hohe Leistungsdichte. Ferner erfolgt die Leistungsübertragung nicht allein durch Abwälzen von Zahnrädern (Wälzleistung) wie bei Vorgelegegetrieben, sondern auch durch simple Zahnmitnahme (Kupplungsleistung), was bezogen auf das reine Zahnradgetriebe zu einem besseren Wirkungsgrad als bei Vorgelegegetrieben führt. Durch geschickte Koppelung von Planetenradsätzen lassen sich somit Automatgetriebe mit hoher Gangzahl kompakt realisieren. Die Wahl der Übersetzungen ist dabei allerdings nicht frei, da die einzelnen Zahnräder für mehrere Gänge verwendet werden. Die einzelnen Planetenradsätze werden wie Scheiben hintereinander gereiht. Mehr Planetenradsätze heißt immer auch mehr Getriebelänge. Das ist vor allem bei Getrieben für Frontquer-Antrieb zu beachten. Ein In-die-Breite-Bauen wie bei Mehrwellen-Vorgelegegetrieben (z.B. Abb. 6.21 „Dreiwellengetriebe“) ist schwierig zu realisieren. Ein wesentlicher Anteil des Bauraums bei Automatgetrieben wird durch die zur Schaltung der Gangstufen benötigten Kupplungen und Bremsen benötigt. Bei den Bremsen gibt es zwei verschiedene Bauarten, die Bandbremse und die Lamellenbremse. Bei der Bandbremse umschlingt ein Metallband eine Bremstrommel einoder zweifach und bremst durch Zuziehen des Bandes die Trommel ab. Dieser Bremsvorgang lässt sich in seinem Ablauf schwieriger steuern als bei Lamellenbremsen, da durch das selbstverstärkende physikalische Prinzip dieser Konstruktion die Bremse sehr schnell wirkt. In Hinblick auf den geforderten Schaltkomfort hat sich daher als Bremse die Lamellenbremse durchgesetzt. Die Lamellenbremse hat einen größeren Bauraumbedarf als die Bandbremse. Siehe dazu auch Abschn. 9.3 „Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen“.

6.6 Pkw-Getriebe

177

Abb. 6.29. Blockschaltbild und Verlustleistungen in einem (konventionellen) Automatgetriebe

Da bei Automatgetrieben der hydrodynamische Drehmomentwandler einen Teil der Übersetzungsänderung übernimmt, kommen sie theoretisch mit weniger Gangstufen/Spreizung aus als vergleichbare Handschaltgetriebe. Siehe dazu auch Abschn. 10.4 „Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler“. Die Kupplungen und Bremsen zum Schalten der einzelnen Gangstufen werden hydraulisch mittels Drucköl gesteuert. Das Drucköl wird von einer Ölpumpe bereitgestellt. Im Abschn. 11.3.1 „Ölversorgung“ wird in Abb. 11.12 die Ölversorgung eines konventionellen Automatgetriebes erläutert. Einen Überblick über die Verluste in Automatgetrieben gibt das stark vereinfachte Blockschaltbild eines konventionellen Automatgetriebes in Abb. 6.29. Eine der wichtigsten Baugruppen eines automatischen Getriebes ist die Steuerung. Sie ist zuständig für die Betätigung der Bremsen und Kupplungen im Getriebe. Deren Steuerung beeinflusst direkt die vom Fahrer empfundene „Schaltqualität“ des Getriebes. Seit Mitte der 1990er Jahre sind elektronisch-hydraulische Steuerungen Standard [6.7]. Vereinfacht ausgedrückt sorgen Elektronik und Software für die erforderliche Intelligenz, die Hydraulik für die Betätigungskräfte. Siehe dazu auch Kapitel 13 „Elektronische Getriebesteuerung“. Anhand des in Abb. 6.30 dargestellten 4-Gang-Automatgetriebes wird folgend ein ausschließlich auf einem Ravigneaux-Planetenradsatz basierendes System in seiner Funktionsweise detaillierter betrachtet. Das Getriebe ging 1984 in Serie. Dieses Getriebe ist für den Einsatz in frontgetriebenen Pkw ausgelegt, was sich im Getriebeschema allerdings erst nach dem Planetenradsatz zeigen würde. Auf die Darstellung der für den Achsantrieb zuständigen Bauteile wird hier verzichtet, da diese keinen Einfluss auf das Funktionsprinzip haben. Die an der jeweiligen Gangstufe beteiligten Bauteile sind durch dickere Strichstärken gekennzeichnet. Das 4-Gang-Automatgetriebe ZF 4 HP 14 besteht aus einem hydrodynamischen Drehmomentwandler mit integriertem Torsionsdämpfer TD. Das Getriebe hat keine Wandlerüberbrückungskupplung, sondern arbeitet zur Wirkungsgradverbesserung mit Leistungsverzweigung, siehe Abb. 10.42. Mit der Pumpenwelle des Wandlers verbunden ist auch die Ölpumpe in Mondsichelbauart (im Schema nicht dargestellt) zur Erzeugung des zum Schalten der Gänge erforderlichen Drucköls.

178

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.30. Getriebeschema: 4-Gang-Automatgetriebe mit Ravigneaux-Radsatz (ZF) in Neutralstellung. W Trilok-Wandler: P Pumpe, T Turbine, L Leitrad mit Freilauf; TD Torsionsdämpfer; F Freiläufe; B Bremsen; K Kupplungen

Bei den Kupplungen handelt es sich um Lamellenkupplungen, die durch Öldruck geschaltet werden. Bei den Bremsen sind beide Bauarten, Lamellenbremse B1 und B3 sowie Bandbremse B2, vertreten. Im 1. Gang werden die Stege der beiden Planetenräder über den Freilauf F2 festgehalten, wodurch der Planetenradsatz als Stand-Getriebe arbeitet, Abb. 6.31. Die Antriebsleistung fließt über den Wandler und die geschlossene Kupplung K3 auf das große Sonnenrad des Ravigneaux-Radsatzes und über das Hohlrad wieder aus dem Planetenradsatz heraus auf den Abtrieb. Die wirksame Übersetzung beträgt i = 2,41. Im 2. Gang stützt sich das kleine Sonnenrad über den Freilauf F1 und die Bremse B1 gegen das Gehäuse ab. Die Antriebsleistung fließt wie im 1. Gang über den Wandler und die geschlossene Kupplung K3 auf das große Sonnenrad. Der Steg des Planetenradsatzes läuft jetzt aber um, und der Planetenradsatz arbeitet als reduziertes Planetenkoppelgetriebe. Die Leistung fließt wiederum über das Hohlrad zum Abtrieb, und die wirksame Übersetzung beträgt i = 1,37.

Abb. 6.31. 4-Gang-Automatgetriebe (ZF); Kraftfluss in den Gängen

6.6 Pkw-Getriebe

179

Der 3. Gang ist von seiner Wirkungsweise her der interessanteste. Das Getriebe arbeitet mit Leistungsverzweigung, d.h., ein Teil der Antriebsleistung fließt über den Torsionsdämpfer TD und die geschlossene Kupplung K2 in den Planetenradsatz, der als Überlagerungsgetriebe arbeitet. Der zweite Leistungszweig fließt vom Wandler über Kupplung K3 auf das große Sonnenrad des Planetenradsatzes. Beide Leistungszweige bzw. die Drehzahlen „überlagern“ sich im Planetenradsatz und werden am Hohlrad dem Abtrieb zugeführt. Dieser Betriebszustand der Leistungsverzweigung darf nicht mit dem einer geschlossenen Wandlerüberbrückungskupplung WK verwechselt werden. (Bei einer WK werden Pumpenrad P und Turbinenrad T des Wandlers aneinandergekuppelt und der Wandler dadurch überbrückt). Die Übersetzung im 3. Gang ist durch den Einfluss des Wandlers nicht konstant, sondern hängt in geringem Maß von dessen Schlupf ab. Die Übersetzung im 3. Gang variiert daher zwischen i = 1,0 bis 1,09. Im 4. Gang läuft der Wandler ohne Last um, die Leistungsübertragung in den Planetenradsatz erfolgt rein mechanisch über den Torsionsdämpfer TD und die Kupplung K2. Der Ravigneauxsatz wirkt als einfaches Planetengetriebe, das über seinen Steg angetrieben wird und dessen Sonnenrad sich über die Bremse B2 am Gehäuse abstützt. Der Abtrieb erfolgt über das Hohlrad. Die Übersetzung im 4. Gang beträgt i = 0,74 und stellt somit einen Schnellgang dar. Im Rückwärtsgang wirkt der Ravigneauxsatz wieder als einfaches Planetengetriebe mit Drehrichtungsumkehr. Die Leistung fließt über den Wandler und die Kupplung K1 auf das kleine Sonnenrad. Der Steg stützt sich gegen das Gehäuse über die Bremse B3 ab. Der Abtrieb erfolgt über das Hohlrad. Die Rückwärtsgangübersetzung beträgt i = –2,83. Als zweites Beispiel wird das 5-Gang-Getriebe W5A 580 von Mercedes-Benz [6.38–6.39] vorgestellt, Abb. 6.32. Das 1995 in Serie gegangene Getriebe basiert auf drei einfachen, miteinander gekoppelten Planetenradsätzen.

Abb. 6.32. Räder- und Schaltschema eines 5-Gang-Automatgetriebes (Mercedes-Benz), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.23

180

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Das Hohlrad des vorderen Planetenradsatzes wird vom Turbinenrad des Drehmomentwandlers angetrieben. Eine schlupfgeregelte Wandlerüberbrückungskupplung kann den Wandler vollständig oder mit notwendigem Schlupf überbrücken. Das Sonnenrad stützt sich im 1. Gang über den Freilauf F1 und die Bremse B1 ab. Die Übersetzung wirkt über den Planetenträger auf das Hohlrad im hinteren Planetenradsatz. Hier erfolgt die Übersetzung in ähnlicher Weise wie im vorderen Planetenradsatz. Das hintere Sonnenrad stützt sich über den Freilauf F2, die Lamellenkupplung K3 und die Lamellenbremse B2 am Gehäuse ab. Ebenso findet auch im mittleren Planetenradsatz eine Übersetzung statt. Der hintere Planetenträger treibt das Hohlrad des mittleren Planetenradsatzes an, dessen Sonnenrad sich über die Bremse B2 ebenfalls am Gehäuse abstützt. Der mittlere Planetenträger ist direkt mit der Abtriebswelle verbunden. Die Übersetzung im 1. Gang wird zu i = 3,595. Im 2. Gang ist die Bremse B1 geöffnet und Kupplung K1 geschlossen, dadurch entsperrt der Freilauf F1 des vorderen Sonnenrads und der vordere Satz läuft als Block um. Die Übersetzung im hinteren und mittleren Satz erfolgt wie in Gang 1. Die resultierende Übersetzung ist i = 2,186. Im 3. Gang ist die Lamellenkupplung K3 geöffnet und die Kupplung K2 zugeschaltet. Damit entsperrt der Freilauf F2 des hinteren Sonnenrads und der vordere und hintere Planetenradsatz laufen im Block um. Der Antrieb erfolgt direkt über die Turbine T und Kupplung K2 zum mittleren Hohlrad. Die Übersetzung erfolgt ausschließlich über den mittleren Satz mit i = 1,405. Bei der Schaltung in den 4. Gang wird die Bremse B2 geöffnet und Kupplung K3 zugeschaltet. Jetzt sind alle drei Planetensätze verblockt und drehen mit Turbinendrehzahl. Das Getriebe befindet sich im direkten Gang mit der Übersetzung i = 1,0. Im 5. Gang wird der vordere Planetenradsatz wieder wie im 1. Gang geschaltet. Die Kupplung K1 öffnet und die Bremse B1 schließt. Hinteres Hohlrad dreht nun langsamer als die Turbine. Da das mittlere Hohlrad und der hintere Planetenträger über Kupplung K2 weiterhin mit Motor- bzw. Turbinendrehzahl umlaufen, müssen das mittlere Sonnenrad und das über Kupplung K3 angekoppelte hintere Sonnenrad schneller als die Turbine drehen. Der mittlere Planetenträger und damit die Abtriebswelle liegen in ihrer Drehzahl zwischen Hohlrad und Sonnenrad. Der 5. Gang übersetzt ins Schnelle mit i = 0,831. Im 1. Rückwärtsgang wird der vordere Planetenradsatz wie im 1. Gang geschaltet. Mit der Lamellenbremse BR werden der hintere Planetenträger und das mittlere Hohlrad festgehalten. Das mittlere Sonnenrad und das über Kupplung K3 verbundene hintere Sonnenrad drehen rückwärts und damit auch der Planetenträger und die Abtriebswelle. Ein zweiter Rückwärtsgang kann analog dem 2. Gang zugeschaltet werden. Das im Jahre 2003 vorgestellte 7-Gang-Automatgetriebe W7A 700 von Mercedes-Benz entstand durch Weiterentwicklung des Radsatzkonzeptes des 5-GangAutomatgetriebes nach Abb. 6.32. Der vordere einfache Planetenradsatz wurde dabei durch einen inversen Ravigneaux-Radsatz (ein Sonnenrad und zwei Hohlräder) ersetzt, Abb. 6.33. Durch Hinzufügen einer Bremse B3 und den Entfall von zwei Freiläufen lassen sich gemäß dem Schaltschema in Abb. 6.33 sieben Vorwärts- und zwei Rückwärtsgänge darstellen.

6.6 Pkw-Getriebe

181

Abb. 6.33. Räder- und Schaltschema eines 7-Gang-Automatgetriebes (Mercedes-Benz), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.24

Ein verbreitetes Radsatzkonzept ist das Prinzip nach Lepelletier. Es ist durch einen einfachen Planetenradsatz mit nachgeschaltetem Ravigneaux-Radsatz gekennzeichnet. ZF brachte mit diesem Radsatzkonzept in 2001 das erste Pkw-6-GangAutomatgetriebe 6 HP 26 auf den Markt, Abb. 6.34 [6.44]. Bei Vorwärts- und Rückwärtsfahrt treibt der Wandler über die Antriebswelle das Hohlrad des vorderen Planetensatzes RS1 an. Das vordere Sonnenrad steht in allen Gängen still. Im 1. Gang ist die Lamellenkupplung A geschlossen und der Kraftfluss erfolgt über den Planetenträger von RS1 auf die Sonne der kurzen Planetenräder des nachgeschalteten Ravigneaux-Radsatzes (RS2 und RS3). Die Bremse D ist geschlossen und der Planetenträger des Ravigneaux-Radsatzes steht still. Die Übersetzung beträgt i = 4,171.

Abb. 6.34. Räder- und Schaltschema eines 6-Gang-Automatgetriebes, Prinzip nach Lepelletier (ZF), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.25

182

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Im 2. Gang wird die Lamellenbremse D geöffnet und die Bremse C geschlossen. Die Sonne von RS2 steht still und der Planetenträger läuft um. Die langen und kurzen Planetenräder wälzen aufeinander ab. Es ergibt sich eine Gesamtübersetzung von i = 2,340. Bei der Schaltung vom 2. in den 3. Gang wird die Bremse C geöffnet und die Kupplung B geschlossen (siehe auch Abb. 9.33). Im RavigneauxRadsatz (RS2 und RS3) werden beide Sonnenräder mit der Drehzahl des Planetenträgers von RS1 angetrieben. Der Ravigneauxsatz dreht im Block um, die Übersetzung ist i = 1,521. Im 4. Gang wird die Kupplung B geöffnet und die Kupplung E geschlossen. Damit wird die Sonne von RS3 und der Planetenträger angetrieben, die Übersetzung ergibt sich zu i = 1,143. Bei der Schaltung 4 nach 5 wird die Kupplung A geöffnet und die Kupplung B geschlossen. Gegenüber Gang 4 wird die Sonne von RS2 angetrieben. Die Übersetzung erfolgt mit i = 0,867 ins Schnelle. Im 6. Gang wird die Kupplung B geöffnet und die Bremse C geschlossen, wodurch die Sonne von RS2 steht. Der vordere Planetensatz RS1 wird überbrückt. Der Planetenträger des Ravigneaux-Radsatzes wird direkt mit Turbinendrehzahl angetrieben, die Übersetzung beträgt i = 0,691. Im Rückwärtsgang wird die Kupplung B und die Bremse D geschlossen. Das Hohlrad des Ravigneauxsatzes dreht nun entgegen der Motordrehrichtung mit der Gesamtübersetzung i = –3,403. Das 6-Gang-Automatgetriebe für Frontquer-Antrieb nach Abb. 6.35 beruht wie das voran beschriebene Getriebe auf dem Radsatzkonzept nach Lepelletier. Damit sind die Aussagen zum Kraftfluss übertragbar. Die Kupplungen und Bremsen sind räumlich anders angeordnet und der 1. Gang weist zusätzlich einen Freilauf auf. Eine Besonderheit dieser Konstruktion ist die als Bandbremse ausgeführte Bremse C [6.24].

Abb. 6.35. Räder- und Schaltschema eines 6-Gang-Automatgetriebes für Frontquer-Antrieb auf Basis Lepelletier-Radsatzkonzept (Aisin AW), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.26

6.6 Pkw-Getriebe

183

Abb. 6.36. Räder- und Schaltschema eines 5-Gang-Automatgetriebes in Vorgelegebauweise (Mercedes-Benz), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.27

Automatgetriebe in Vorgelegebauweise Stufen-Automatgetriebe in Vorgelegebauweise haben den Vorteil, eine freie Übersetzungswahl zu erlauben und aus Standardelementen aufgebaut zu sein. Letzteres kann hinsichtlich der Fertigungseinrichtungen Vorteile bieten. Bekannte Vertreter sind die 4-und 5-Gang-Automatgetriebe von Honda (Hondamatik) und das Mercedes-Benz-Getriebe der ersten A-Klasse-Generation. Bei diesen Getrieben ist dem Wandler ein Vorgelegegetriebe nachgeschaltet. Abbildung 6.36 zeigt beispielhaft das Mercedes-Benz-Getriebe. Die sonst üblichen Synchronschaltelemente sind durch Lamellenkupplungspakete ersetzt. 6.6.5 Pkw-Hybridantriebe Im Rahmen der Antriebsaggregate für Fahrzeuge wird in Abschn. 3.2.4 „Hybridantrieb“ auf die Grundlagen und wesentlichen Kennzeichen von Hybridantrieben eingegangen. Dort ist in Tabelle 3.7 auch die gängige Einteilung in Mikro-, Mildund Vollhybrid erläutert. Mikro- und Mild-Hybride werden in aller Regel als Parallelhybride ausgebildet. Beim Vollhybrid gibt es Realisierungen als Parallelhybrid und als leistungsverzweigter Hybrid. 1/ Parallelhybrid Der nachfolgend beispielhaft beschriebene Parallelhybrid ist ein Vollhybrid. Er deckt die Hybrid-Funktionen Bordnetzversorgung, Motor-Start-Stopp, elektrisches Fahren oder Rangieren, Boosten, und Rekuperation ab.

184

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.37. 6-Gang-Pkw-Hybrid-Automatgetriebe als Parallelhybrid mit 1-E-Maschine (BMW, ZF, Continental); Basisgetriebe, siehe Abb. 6.34, ausgeführte Konstruktion Abb. 12.28

Der Realisierungsansatz über ein „Add-On“-Modul, bestehend aus einer EMaschine EM mit einer Trennkupplung K1 zum Verbrennungsmotor VM hin und einer Anfahrkupplung K2 zum Getriebeeingang hin, kann für die Hybridisierung von unterschiedlichen Basisgetrieben verwendet werden. Die nachfolgend erläuterten Betriebszustände sind grundsätzlich und allgemeingültig. Als Basisgetriebe bei dem in Abb. 6.37 dargestellten System „BMW-Aktivgetriebe“ dient das 6-Gang-Automatgetriebe 6 HP 26 von ZF (s. Abschn. 6.6.4 mit Abb. 6.34 sowie Abb. 12.25). Das Hybridmodul – E-Maschine mit den beiden Kupplungen K1 und K2 – ersetzt in der Wandlerglocke den hydrodynamischen Drehmomentwandler und übernimmt auch dessen Funktion als Anfahrelement. Durch die Anordnung am Getriebeeingang kann auch die E-Maschine, gleich dem Verbrennungsmotor, die Getriebeübersetzungen für die Kennungswandlung nutzen und die oben genannten Antriebs- oder Generatorfunktionen mit unterschiedlichen Leistungs- und Drehmomentanforderungen übernehmen. Das dargestellte Konzept lässt sich im gleichen Bauraum wie das konventionelle Automatgetriebe darstellen [6.13].

Abb. 6.38. Leistungsfluss in unterschiedlichen Betriebszuständen

6.6 Pkw-Getriebe

185

Die zu Anfang dieses Abschnitts genannten Hybrid-Funktionen werden durch die in Abb. 6.38 dargestellten verschiedenen Betriebszustände umgesetzt. Die Pfeilrichtungen deuten dabei immer die Richtung des Leistungsflusses an. a/ Kaltstart des VM durch die E-Maschine über Kupplung K1 (ermöglicht Entfall des Motor-Starters) b/ Fahrzeug steht, VM läuft und lädt über die geschlossene Kupplung K1 mit der generatorisch betriebenen E-Maschine den elektrischen Energiespeicher (elektro-chemische Batterie oder Doppelschichtkondensatoren) auf. c/ Wenn es der Ladezustand des Energiespeichers zulässt, kann in Stillstandsphasen im Stop-and-Go-Verkehr oder beim Ampelstopp der VM abgestellt werden (Motor-Start-Stopp). Die Bordnetzversorgung wird während dieser Phasen vom Energiespeicher übernommen. d/ Elektrisches Anfahren oder Rangieren (VM steht, Kupplung K1 ist geöffnet). e/ Zustart des VM bei höheren Fahrgeschwindigkeiten oder bei einer erhöhten Leistungsanforderung durch den Fahrer über die schlupfende Kupplung K1. f/ Wenn der VM ansynchronisiert ist, wird der Schlupf an der Kupplung K1 abgebaut und der VM übernimmt die Antriebsleistung. Die E-Maschine kann in diesem Betriebszustand zeitweise ihr Drehmoment dem verbrennungsmotorischen Drehmoment überlagern, so z.B. beim Boosten oder bei der Nachbildung des Drehmoments der entfallenen Wandlerüberhöhung. g/ In Schubsituationen, z.B. beim Bergabfahren, kann das Schubmoment durch generatorischen Betrieb der E-Maschine abgebildet werden. Die Schubenergie wird so in elektrische Energie gewandelt und im Energiespeicher zwischengespeichert. Mit noch höherer Leistung kann elektrische Energie beim Bremsen rekuperiert werden. h/ Die Effizienz der Umwandlung von kinetischer in elektrische Energie in Schubsituationen oder beim Bremsen kann noch dadurch erhöht werden, dass in diesen Betriebszuständen der VM mit seinem Schleppmoment im Schubbetrieb durch Öffnen der Kupplung K1 abgekoppelt und abgestellt wird, also nicht mitgeschleppt werden muss. Durch ein übergeordnetes Drehmoment- und Leistungsmanagement, auf das hier nicht eingegangen wird, muss über eine ausgeglichene Ladebilanz sichergestellt werden, dass die Fahrzeugreaktion auf verschiedene Fahrerwünsche immer reproduzierbar bleibt. Auch die Bordnetzversorgung des Fahrzeugs muss dabei gewährleistet sein. 2/ Leistungsverzweigter Hybridantrieb für Pkw Mit dem nachfolgend beschriebenen leistungsverzweigten Hybridantriebsstrang können die Funktionen eines Vollhybrid – Bordnetzversorgung, Motor-StartStopp, elektrisches Fahren oder Rangieren, Boosten, und Rekuperation – abgedeckt werden. Anders als im vorangegangen Beispiel des „BMW-Aktivgetriebes“ mit einem konventionellen Automatgetriebe als Basisgetriebe und einer Elektromaschine, handelt es sich beim leistungsverzweigten Hybridgetriebe P310 von Toyota/Lexus um ein speziell für Frontquer-Hybridanwendungen entwickeltes Aggregat mit zwei leistungsstarken elektrischen Maschinen.

186

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.39. Leistungsverzweigtes Hybridgetriebe (Toyota/Lexus), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.29

Der Aufbau des Hybridgetriebes ist in Abb. 6.39 schematisch dargestellt. Zwischen Verbrennungsmotor und Getriebeeingang ist zur Entkoppelung vom Antriebsstrang der Verbrennungsmotor-Drehungleichförmigkeiten ein Torsionsdämpfer mit Schwungmasse angebracht. Über die Getriebeeingangswelle wirkt der Verbrennungsmotor auf die Stegwelle eines ersten leistungssummierenden bzw. -verzweigenden Planetengetriebes (Summiergetriebe). Hier wird die verbrennungsmotorische Leistung aufgeteilt in direkte mechanische Antriebsleistung für das Fahrzeug (Hohlrad des Summiergetriebes) und in einen elektrischen Leistungspfad (Sonnenrad des Summiergetriebes), der über einen elektrischen Generator und eine Leistungselektronik entweder in einen elektrischen Energiespeicher geleitet werden kann oder über eine zweite elektrische Maschine, den E-Motor, auch auf den Fahrzeugantrieb wirken kann. Da beim Anfahren und bei geringen Fahrzeuggeschwindigkeiten der Verbrennungsmotor ausgeschaltet bleiben kann, steht die Stegwelle in diesem Fall still. Der Antrieb erfolgt dann über den E-Motor, der über das Hohlrad die Vorderräder antreibt. Gleichzeitig versetzen die auf der stehenden Stegwelle rotierenden Planetenräder des Summiergetriebes das mit dem Generator verbundene Sonnenrad in Bewegung. Um den Verbrennungsmotor bei wachsender Fahrgeschwindigkeit zu starten, wird über den Generator ein Drehmoment am Sonnenrad aufgebaut. Die Kurbelwelle des Verbrennungsmotors beginnt sich durchzudrehen, und sobald der Verbrennungsmotor arbeitet, überträgt er seine Leistung über die Stegwelle sowohl auf das Hohlrad zum Antrieb der Räder als auch auf das Sonnenrad, welches den Generator antreibt (Leistungsverzweigung). Beim starken Beschleunigen (Boosten) arbeiten Verbrennungs- und Elektromotor gemeinsam als Antriebsquelle. Der elektrische Energiespeicher stellt zusätzliche Energie für den Elektromotor bereit. Wie in Abschn. 3.2.4 erläutert, wird durch die Verzweigung und die Zusammenführung eines mechanischen und elektrischen Leistungszweiges über das Summiergetriebe eine stufenlose Drehmoment-

6.6 Pkw-Getriebe

187

und Drehzahlwandlung ermöglicht. Es handelt sich beim Hybridgetriebe P310 also um ein leistungsverzweigtes Stufenlosgetriebe. Beim Fahren mit laufendem Verbrennungsmotor muss dessen Drehmoment an der Stegwelle des Summiergetriebes jedoch immer durch das Drehmoment des Generators am Sonnenrad abgestützt werden, was zu hohen Drehmoment- und Leistungsanforderungen an den Generator führt. Der E-Motor wirkt auf den Abtrieb über ein Reduziergetriebe. Dieses hat die Funktion, die Drehzahl des E-Motors abzusenken und das Drehmoment zu erhöhen. Durch diese Drehmomentübersetzung wird eine kompaktere Bauweise des E-Motors ermöglicht. Der mechanische und der elektrische Anteil der Antriebsleistung werden über die miteinander gekoppelten Hohlräder von Summier- und Reduziergetriebe über eine Zwischenwelle mit zwei Stirnradstufen zum Vorderachsdifferential übertragen [6.17]. 6.6.6 Pkw-Stufenlosgetriebe (CVT) Durch die endliche Anzahl von Schaltstufen bei herkömmlichen Schaltgetrieben kann das Leistungsangebot eines Verbrennungsmotors nicht optimal genutzt werden. Mit einer stufenlos variablen Getriebeübersetzung kann der Motor, je nach Wunsch, im verbrauchs- oder fahrleistungsoptimalen Betriebspunkt betrieben werden. Siehe auch Abschn. 4.4 und 5.3.4. Diese Getriebe werden als CVT (Continuously Variable Transmission) bezeichnet. Abbildung 6.40 gibt einen Überblick über verschiedene CVT-Konzepte.

Abb. 6.40. Überblick über CVT-Konzepte

188

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.41. Funktionsweise eines Volltoroiden

Mit dem Getriebe nach Abb. 6.39 des vorangegangenen Abschnitts ist das Prinzip eines elektrischen CVT anhand eines leistungsverzweigten Hybridantriebs erläutert. Zum reinen Elektroantrieb siehe auch die Abschn. 3.2.2 und 3.2.3. Der hydrodynamische Drehmomentwandler ist an sich auch ein Stufenlosgetriebe. Er wird aber nicht als Getriebe, sondern als Anfahrelement verwendet. Es wurde auch an stufenlos wirkende hydrostatisch-mechanischen Lastschaltgetrieben für Pkw [6.22–6.23] gearbeitet. Sie haben aber keine praktische Bedeutung erlangt. Bei der mechanischen Leistungsübertragung in Voll- und Halbtoroidgetrieben [6.10, 6.21, 6.42] wird die stufenlose Übersetzungsänderung durch Schwenken der Roller (Rotationskörper) erreicht. Abb 6.41 zeigt vereinfacht die Funktionsweise eines Volltoroiden. Toroidgetriebe weisen eine höhere Drehmomentkapazität auf als Umschlingungsgetriebe und bieten sich insbesondere für koaxiale Antriebsstränge an. Die in Serien-Pkw verwendeten Stufenlosgetriebe sind fast ausnahmslos Umschlingungsgetriebe. Es wird daher nachfolgend näher auf diese eingegangen werden. Das zentrale Bauelement der Umschlingungsgetriebe ist der Variator. Er besteht im Wesentlichen aus den Kegelscheiben und der Kette. Die Leistung wird über die Kette, die zwischen zwei axial verstellbaren Kegelscheiben umläuft, reibschlüssig übertragen. Durch die axiale Verstellung der Kegelscheiben läuft die Kette auf variablen Durchmessern, so dass sich die Übersetzung stufenlos ändern lässt, Abb. 6.42. Der momentenabhängigen Anpressung der Kegelscheiben an die Kette muss viel Aufmerksamkeit geschenkt werden, da unnötige Überanpressungen zur Verschlechterung des Kettenwirkungsgrads, zu erhöhter Leistungsaufnahme und somit Verlustleistung der Anpresspumpe und vor allem zu einer erhöhten Belastung des Getriebes führt. Aber auch das Durchrutschen der Kette muss in allen Betriebszuständen mit Sicherheit vermieden werden, denn das führt zwangsläufig zu einer Zerstörung des Getriebes. Daher kommt der Ausführung und Zuverlässigkeit des Anpresssystems und seiner Regelung eine hohe Bedeutung bei diesen Stufenlosgetrieben zu.

6.6 Pkw-Getriebe

189

Abb. 6.42. Elemente einer Schubgliederkette und Funktionsweise des Variators [6.43]

Bei den Ketten wird zwischen Zug- und Schubgliederketten unterschieden. Die Zuggliederkette ermöglicht kleinere Laufradien und somit größere Spreizung bei gleichem Achsabstand. Sie weist den besseren Wirkungsgrad auf, da weniger Leistung für die Anpassung der Kette an die Übersetzungsradien erforderlich ist und ist für höhere Drehmomente geeignet. Bei der feingliedrigen Schubgliederkette (auch als Schubgliederband bezeichnet), Abb. 6.42, ist dazu mehr Arbeit notwendig. Aufgrund des feingliedrigen Aufbaus hat sie Vorteile beim „Eingriffsstoß“ und der damit verbundenen Geräuschanregung. In Abb. 6.43 ist das Schema eines CVT für Frontquer-Antrieb dargestellt. Als Anfahrelement dient ein hydrodynamischer Drehmomentwandler mit Überbrückungskupplung. Der Planetenwendesatz läuft bei Vorwärtsfahrt als Block um. Nach dem Variator folgt im Leistungsfluss eine Abtriebsstufe, mit deren Hilfe die Adaption an die Erfordernisse unterschiedlicher Fahrzeuge erfolgen kann. Die Spreizung des Getriebes beträgt 6,0.

Abb. 6.43. CVT für Frontquer-Antrieb (ZF), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.32

190

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Um die Spreizung des Stufenlosgetriebes über die üblichen 6,0 bis 6,5 des Variators hinaus zu erhöhen, können mechanische Schaltgetriebe in Stirnrad- oder Planetenbauweise vor- bzw. nachgeschaltet werden. Auch Leistungsverzweigung ist möglich. Nachfolgend wird beispielhaft ein CVT mit Leistungsverzweigung (Geared-Neutral-Getriebe) vorgestellt, Abb. 6.44. Die Gesamtübersetzung i dieses Getriebes errechnet sich bei Betrieb mit Leistungsverzweigung aus i K und der Übersetzung i G des als Überlagerungsgetriebe arbeitenden Planetenradsatzes. Hierbei ist die Kupplung K1 geschlossen. Je nach Übersetzung i K kann die Gesamtübersetzung i auch negativ werden, was dem Rückwärtsgang entspricht. Der Punkt, bei dem der Vorzeichenwechsel erfolgt, ist der Geared-Neutral-Punkt. Das Getriebe benötigt theoretisch kein zusätzliches Anfahrelement. Bei geschalteter Kupplung K2 läuft der Planetenradsatz als Block um und es gelten die nachfolgend aufgeführten Gleichungen. Den Verlauf der Gesamtübersetzung in Abhängigkeit vom Kegelscheibenradienverhältnis i K und der aktiven Kupplung zeigt das Diagramm Abb. 6.44 rechts. Die Gesamtübersetzung

i=

n1 = iK iG , n2

(6.4)

(Verhältnis Antriebsdrehzahl n1 zu Abtriebsdrehzahl n2) des Getriebes setzt sich aus der Übersetzung im Kegelscheibengetriebe (Variator)

iK =

S2 , S1

(6.5)

(Verhältnis der aktuellen Kegelscheibenradien S2 zu S1), multipliziert mit einer möglichen Übersetzung iG einer nach- oder vorgeschalteten Getriebestufe zusammen.

Abb. 6.44. Getriebeschema: „CVT mit Leistungsverzweigung“ und Diagramm des Übersetzungsverlaufs (Darstellung 1/i wegen n2 = 0 im Geared-Neutral-Punkt)

6.7 Nkw-Getriebe

191

6.7 Nkw-Getriebe Für die Getriebe von Nkw bis ca. 3,5 t zulässigem Gesamtgewicht gelten die Ausführungen des vorangegangenen Abschn. 6.6 „Pkw-Getriebe“. Nachfolgend werden konstruktive Grundkonzepte von Nkw-Getrieben für Fahrzeuge mit einem zulässigen Gesamtgewicht größer 3,5 t behandelt. In Tabelle 6.11 sind die gängigen Bauarten von Nkw-Getrieben aufgeführt. Nach der Erzeugung des Formschlusses der Loszahnräder mit den Wellen lassen sich die Handschaltgetriebe unterteilen in

• unsynchronisierte Klauengetriebe und • Synchrongetriebe und nach der Schaltungsart (siehe auch Abschn. 9.1) in

• Schaltung direkt: Schalthebel am Getriebegehäuse, • Schaltung indirekt: Schalthebel und Getriebe räumlich getrennt (Fernschaltung, Fahrschalter). Ein wichtiges Merkmal vieler Nkw-Getriebe ist die Gruppenbauweise mit einer Vielzahl von Gangstufen. Dieser Aufbau wird bei Nkw in Handschaltgetrieben (MT), in automatisierten Schaltgetrieben (AMT) und in Wandlerschaltkupplungsgetrieben (WSK) verwendet. Aufgrund ihrer Robustheit sind die unsynchronisierten Klauengetriebe als Handschaltgetriebe bei Fernverkehr-Lastkraftwagen in vielen Regionen der Welt weit verbreitet, deren Marktanteile sind jedoch rückläufig. Der Marktanteil von synchronisierten Handschaltgetrieben ist dagegen nach wie vor hoch. Diese Getriebe finden Ihren Einsatz vorwiegend im Nah- und Fernverkehr. Siehe dazu auch Abschn. 2.2.1 „Marktsituation und Produktionszahlen“ und Kapitel 9 „Schalteinrichtungen“. Tabelle 6.11. Marktanteile und Einsatzgebiete bei Nkw-Getrieben (ohne Hybrid und CVT) Getriebebauart

Gangzahl

Klauengetriebe

Synchrongetriebe

Automat. Schaltgetriebe

MT

MT

6–9–12–16

Marktanteil, Abnehmend weltweit Einsatzgebiete

Fernverkehr; Fahrzeuge außerhalb Europas

Automatgetriebe

AMT

Wandlerschaltkupplungsgetriebe WSK

5–6–9–12–16

6–10–12–16

6–16

4–7

Hoch

Zunehmend

Sehr gering

Gering

AT

Nahverkehr; Nah- und Ver- Schwertrans- BaustellenFernverkehr teilerverkehr; porter; und Verteilerin Europa Fernverkehr; Baustellenfahrzeuge; Überland- und fahrzeuge Stadt-LinienReisebusse busse

192

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Bei Nutzkraftwagen nimmt die Automatisierung der Klauen- und Synchrongetriebe immer mehr zu. Das liegt daran, dass einerseits der Wunsch nach höherem Bedienungskomfort zur Fahrerentlastung deutlich angestiegen ist und andererseits die entsprechenden Technologien zur Schaltvorgang-Automatisierung zu akzeptablen Kosten zur Verfügung stehen. Der weltweite Anteil dieser Getriebebauart nimmt sowohl bei Nah- und Verteiler- als auch bei FernverkehrLastkraftwagen als auch bei Überland-Linien- und Reisebussen zu. Die Wandlerschaltkupplungsgetriebe (WSK) gehören zur Gruppe der automatisierten Schaltgetriebe. Es handelt sich um hydromechanische Getriebe mit Zugkraftunterbrechung. Diese Getriebe können wahlweise auch mit integrierter Strömungsbremse (Retarder) ausgeführt werden. Ihr Einsatz beschränkt sich auf schwere Sonderfahrzeuge. Wegen des höheren Preises, der geringeren Zuverlässigkeit infolge vergrößerter Teileanzahl sowie des erhöhten Kraftstoffverbrauchs kommen konventionelle Automatgetriebe (AT) in Nkw kaum zum Einsatz. In Baustellen-/Verteilerfahrzeugen sowie Linienbussen hingegen, wo sie eine deutliche Entlastung des Fahrers bewirken, sind sie häufig anzutreffen. Auf Nkw-Konzepte für Hybridantriebe (Hybrid) und Stufenlosgetriebe (CVT) wird in den Abschnitten 6.7.5 und 6.7.6 eingegangen. Tabelle 6.12 zeigt in der Zusammenfassung die in den Systematik-Abschnitten 6.7.1 bis 6.7.6 sowie in den Konstruktionsabschnitten 12.2.1 bis 12.2.6 behandelten Getriebe. Tabelle 6.12. In den Abschn. 6.7.1–6.7.6 sowie in den Abschn. 12.2.1–12.2.6 vorgestellte Fahrzeuggetriebe. VW Vorgelegewelle; WSK Wandlerschaltkupplung Schema Abb.-Nr.

Gänge

Kennzeichen

6.45a

4

MT, 1-Gruppen-Getr.

6.45b

6

MT, 1-Gruppen-Getr.

6.46

5

6.47 6.48–6.50 6.51–6.52

Hersteller Bezeichnung

Konstruktion LfdAbb.-Nr. Nr.

––

––

––

––

ZF

S 6-66

12.33

1/

MT, Berg-/SchnellgangGetr.

––

––

––

––

MT, Abtriebskonstante

––

––

––

––

––

MT, Mehr-Gruppen-Getr.

––

––

––

––

––

MT, Windungs-Getr.

––

––

––

––

5

6.53

9

MT, 2-Gruppen-Getr., Direkt

ZF

9 S 109

12.34

2/

6.54

16

MT, 3-Gruppen-Getr.

ZF

16 S 221

12.35–12.36

3/

6.7 Nkw-Getriebe

193

Tabelle 6.12. (Fortsetzung) 6.55

12

MT, 2-Gruppen-Getr., 2 VW

Eaton

TSO-11612

12.37

4/

6.56

16

MT, 3-Gruppen-Getr., 2VW

Eaton

RTSO-17316A

12.38

5/

6.58

6

AMT, 1-Gruppen-Getr.

ZF

eTronic 6 AS 380 VO

12.39

6/

6.59

16

AMT, 3-Gruppen-Getr.

MB

PowerShift G241-16K

12.40

7/

6.60

16

AMT, 3-Gruppen-Getr., 2 VW

ZF

AS-Tronic 16 AS 2230 TD

12.41–12.44

8/

6.61

16

WSK, 3-Gruppen-Getr.

ZF

WSK 400 + 16 S 221

12.45

9/

6.62

12

WSK, 3-Gruppen-Getr., 2 VW

ZF

TC-Tronic 12 TC 2740 TO

12.46

10/

6.63

5

AT

Allison

2000

12.47

11/

6.64

6

AT, Retarder

ZF

6 HP 602 C

12.48

12/

6.65

∞

Serieller Hybrid, Varianten

––

––

––

––

6.66

∞

Serieller Hybrid

ZF

EE Drive 1

12.49

13/

6.67

∞

CVT, Hydrostat, verzweigt

––

––

––

––

ZF

Eccom

12.50

14/

6.68

∞

CVT, Hydrostat, verzweigt

6.7.1 Nkw-Handschaltgetriebe (MT) Nachfolgend wird der Aufbau der Nkw-Klauen- und Synchrongetriebe als Handschaltgetriebe in Ein- und Mehrgruppenbauweise beschrieben. Die dargelegten Konzepte gelten in gleicher Weise für automatisierte Nkw-Schaltgetriebe (AMT), siehe Abschn. 6.7.2. 1/ Ein-Gruppengetriebe Bei 4- bis 6-Gang-Getrieben ist die Ein-Gruppenbauweise mit Antriebskonstante Standard, Abb. 6.45. Sie sind so ausgeführt, dass sich die Übersetzung eines bestimmten Gangs aus den Einzelübersetzungen zweier Zahnradpaare ergibt.

194

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.45. Ein-Gruppenbauweise. a 4-Gang-Getriebe; b 6-Gang-Getriebe, ausgeführte Konstruktion Abb. 12.33

Das erste Zahnradpaar, die Antriebskonstante K, bleibt mit Ausnahme des direkten Gangs bei allen Gängen im Eingriff und treibt die Vorgelegewelle mit konstanter Übersetzung an. Beim Schalten in einen anderen Gang ändert sich nur die Übersetzung des zweiten Zahnradpaars. Ein solches Ein-Gruppengetriebe mit Antriebskonstante wird als zweistufiges Vorgelegegetriebe oder einfach als Vorgelegegetriebe bezeichnet. Die Varianten der Räderanordnung bei vorgegebener Gangzahl sind vielfältig. In der Regel achtet man darauf, dass hohe Drehmomentwandlungen in der Nachbarschaft zu Lagerungen stattfinden, um die Wellendurchbiegung gering zu halten. Je nachdem, ob bei Vorgelegegetrieben der höchste Gang als direkter Gang mit Übersetzung gleich eins oder einer Übersetzung kleiner eins (ins Schnelle) ausgeführt ist, werden diese Getriebe bei Nkw als Berggang- bzw. Schnellgang-(Overdrive)-Getriebe bezeichnet, Abb. 6.46.

Abb. 6.46. 5-Gang-Vorgelegegetriebe. a Berggang-Getriebe – der höchste Gang ist als Direktgang ausgeführt; b Schnellgang-Getriebe – der höchste Gang übersetzt ins Schnelle

6.7 Nkw-Getriebe

195

Abb. 6.47. 5-Gang-Getriebe mit Abtriebskonstante KAb

Ein Vorteil der Schnellgang-Ausführung ist aus konstruktiver Sicht das höhere mögliche Getriebeeingangsdrehmoment im Vergleich zum gleichgroßen Direktgang-Getriebe. Bis auf die geänderte Übersetzung der Konstante und der höchsten Gangstufe können in der Regel die gleichen Zahnradpaare verwendet werden. Darüber hinaus bietet die Overdrive-Ausführung ein Verbrauchseinsparpotenzial durch Senkung der Motordrehzahl. Alternativ kann ein solches Getriebe auch mit einer Abtriebskonstante KAb ausgeführt werden, Abb. 6.47. Dies bedeutet, dass die konstante Übersetzung hinter den Zahnradpaaren für die einzelnen Gangstufen liegt. Eine solche Anordnung hat folgende Vorteile:

• Das für die Beanspruchung der Synchronisierungen maßgebende und vom Quadrat des Stufensprungs abhängende reduzierte Trägheitsmoment ist bei den Getrieben mit Abtriebskonstante geringer. • Die Durchbiegung der Wellen, auf denen die Zahnradpaare für die Schaltstufen angeordnet sind, ist geringer. Diesen Vorteilen stehen zwei Nachteile gegenüber:

• Zahnräder, Vorgelegewelle und Lager laufen mit höheren Drehzahlen als bei Getrieben mit Antriebskonstante. • Die Abtriebskonstante muss stabiler ausgeführt werden, da bereits hohe Drehmomente anstehen. Sie muss (wie auch die Antriebskonstante) dauerfest ausgelegt sein, da sie mit Ausnahme des direkten Gangs immer im Leistungsfluss liegt. 2/ Mehr-Gruppengetriebe Bei Vielgang-Getrieben stellt sich die Aufgabe, möglichst viele Gangstufen mit möglichst wenig Zahnradpaaren zu verwirklichen. Getriebe mit mehr als sechs Gängen werden zweckmäßigerweise in Mehr-Gruppenbauweise ausgeführt. Dies ist sowohl in koaxialer als auch in nicht-koaxialer Bauweise möglich.

196

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.48. Kombination eines zweistufigen Hauptgetriebes mit ein- und zweistufigen Vorbzw. Nachschaltgruppengetrieben. KH Vorschalt-Splitkonstante High; KL Vorschalt-Splitkonstante Low; R Range; D Direkt; KR Konstante Range; KHaupt Konstante Hauptgetriebe; SH Nachschalt-Splitkonstante High; SL Nachschalt-Splitkonstante Low

Mehr-Gruppengetriebe werden durch Kombination von ein-, zwei- oder mehrstufigen Einzelgetrieben erreicht, Abb. 6.48. Hierbei wird ein durch seine Bauart in sich abgeschlossenes Einzelgetriebe als Gruppe bezeichnet. Die Systemgrenzen sind allerdings fließend und nicht immer exakt definierbar. Sowohl bei einer Vorschalts-Split- als auch bei einer VorschaltRangegruppe kann die zweite Konstante auch als Gangradpaar des Hauptgetriebes genutzt werden. Siehe dazu die Leistungsflüsse in Abb. 6.54. Bei der Splitgruppe wird zwischen der „High-“ (Schnellfahrt-) und der „Low-“ (Langsamfahrt-) Stellung unterschieden:

6.7 Nkw-Getriebe

197

• Die Splitgruppe kann ins Langsame oder ins Schnelle übersetzen. • Die Rangegruppe übersetzt immer ins Langsame. Für jede Getriebegruppe muss die geeignete Bauart gewählt werden. Es ist problemlos möglich, ein Vorgelegegetriebe mit einem Planetengetriebe zu koppeln. Bei den Vorschalt- und Nachschalt-Gruppengetrieben unterscheidet man zwischen

• Splitgruppe: Verdichten der Gangfolge und • Bereichs- oder Rangegruppe: Erweitern der Gangfolge. Abbildung 6.49 zeigt am Beispiel des Drei-Gruppengetriebes nach Abb. 6.54 den Einfluss der einzelnen Gruppen auf die Gangfolge. Siehe dazu auch das Zugkraftdiagramm eines Nkw mit Vorschalt-Splitgruppe in Abb. 5.6. Zur Verdeutlichung der geometrischen Gangabstufung in Mehr-Gruppengetrieben ist in Abb. 6.49 rechts jeweils der Logarithmus der Übersetzung aufgetragen. Splitgruppe: Verdichten der Gangfolge Eine Splitgruppe führt immer zu einer Verdichtung der Gangfolge, Abb. 6.49a. Die Splitgruppe kann dem Hauptgetriebe vor- oder nachgeschaltet sein, Abb. 6.48. Der Stufensprung in der Splitgruppe ist kleiner (bei geometrischer Gangabstufung halb so groß) als der des Hauptgetriebes, Abb. 6.49a. Die Anzahl der Gänge des Hauptgetriebes multipliziert sich um die Anzahl der Gangstufen der Splitgruppe. In der Regel ist die Splitgruppe mit zwei Gängen ausgeführt. In der Praxis wird fast ausschließlich die Variante Vorschalt-Splitgruppe eingesetzt. Dies hat folgende Ursache: Vorschalt-Splitgruppen weisen nur einen geringen Stufensprung von ca. 1,1 bis 1,2 auf. Das bedeutet, dass das nachgeschaltete Hauptgetriebe entweder nur geringfügig höher oder bei einer Übersetzung ins Schnelle sogar mit einem geringeren Drehmoment belastet wird als ohne Splitgruppe. Ist die Splitgruppe dem Hauptgetriebe nachgeschaltet, Abb. 6.48 unten, muss sie für die höchste im Hauptgetriebe erreichte Drehmomentsteigerung ausgelegt werden. Das ist gegenüber der Vorschalt-Splitgruppe die teurere Lösung. Rangegruppe: Erweitern der Gangfolge Aufgabe einer Rangegruppe ist die Erweiterung der Gangfolge. Dies wird dadurch erreicht, dass der Übersetzungssprung in der Rangegruppe so groß ist wie der Übersetzungsbereich des Hauptgetriebes multipliziert mit dem Stufensprung im Hauptgetriebe, Abb. 6.49b. Die Gangfolge bei geschalteter Bereichs- oder Rangegruppe schließt sich nahtlos an die des Hauptgetriebes an. Überschneidungen in den Übersetzungen einzelner Gänge werden durch die geometrische Gangabstufung, Abschn. 4.3.2, vermieden. Rangegruppen übersetzen immer ins Langsame. Die Drehmomentsteigerung in der Rangegruppe beläuft sich etwa auf iR = 3...4. Würde die Rangegruppe als Vorschaltgruppe ausgeführt, so würden die hohen Momente durch das Hauptgetriebe geleitet. Die Rangegruppe wird daher immer dem Hauptgetriebe nachgeschaltet. Die Rangegruppe kann in Vorgelegebauweise oder kompakt als Planetengetriebe ausgeführt werden.

198

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.49. Verdichten und Erweitern der Gangfolge durch Split- und Rangegruppe am Beispiel des 16-Gang-Nkw-Getriebes ZF 16 S 221 nach Abb. 6.54. L = Low (Langsam); H = High (Schnell)

6.7 Nkw-Getriebe

199

Gemischte Gangfolge Kombinatorisch sind auch Getriebevarianten mit einem oder mehreren Gruppengetrieben realisierbar, deren sämtliche Gangstufen nicht mit dem gleichen Stufensprung (geometrische Stufung) aufeinander folgen. Eine nicht-geometrische Stufung kann dazu führen, dass ein Teil der Gänge durch einen zu geringen Stufensprung zu einem benachbarten Gang nicht mehr nutzbar ist. Bewertung Tabelle 6.13 gibt Kombinationsvarianten von Gruppengetrieben an. Split- und Rangegruppen können einzeln oder in Kombination als Vorschalt- oder als Nachschaltgruppen eingesetzt werden. Einige dieser kombinatorischen Möglichkeiten sind dabei allerdings nicht sinnvoll. Um die geeignete Bauform zu ermitteln, wurde eine vereinfachte Bewertung dieser Mehr-Gruppengetriebe vorgenommen. Es wurde dabei von einem 4-Gang-Hauptgetriebe ausgegangen und vereinfachend angenommen, dass die Achsabstände in jeder Gruppe gleich sind, in der Splitgruppe eine Drehmomentsteigerung von iSplit = 1,2, in der Rangegruppe von iR = 3,5 und in dem Hauptgetriebe von iH = 4 erreicht wird. Der ermittelte Kennwert KG setzt sich zusammen aus der Anzahl der Radpaare je Getriebegruppe, einer Betrachtung der stufenweisen Drehmomentwandlung und der erreichbaren Gesamtübersetzung. Die so ermittelten Werte stellen ein relatives Maß für die Baugröße des Getriebes dar und sind keine absoluten Größenangaben. Sie dienen vielmehr dem Vergleich der Getriebe untereinander. Je kleiner der Getriebekennwert KG, desto kleiner baut das Getriebe. Untersucht wurden Vorschalt-, Nachschalt-, Split- und Rangegruppen in unterschiedlichen Anordnungen. Die Ergebnisse sind in Tabelle 6.13 wiedergegeben. Anhand dieser Tabelle können in Frage kommende Anordnungsvarianten hinsichtlich ihrer Baugröße beurteilt werden. Tabelle 6.13. Kombinationsvarianten von Gruppengetrieben und ihre Kennwerte KG. V Vorschalt-; N Nachschalt-; S Split-; R Rangegruppe; H Hauptgetriebe

200

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.50. Gängige Anordnungen bei Zwei- und Drei-Gruppengetriebe

Die untersuchten Kombinationen lassen sich in die folgenden drei Klassen unterteilen:

• Hauptgetriebe mit Splitgruppe (S1 und S2), • Hauptgetriebe mit Rangegruppe (R1 und R2), • Hauptgetriebe mit Split- und Rangegruppe (RS1 bis RS4). Es zeigt sich, dass die Kombinationen Vorschalt-Splitgruppe (S1), NachschaltRangegruppe (R2) und Vorschalt-Split- mit Nachschalt-Rangegruppe (RS4) in ihrer jeweiligen Klasse hinsichtlich der Baugröße am günstigsten sind. Abbildung 6.50 zeigt gängige Anordnungen von Zwei- und Drei-Gruppengetrieben. Aufgrund des Baukastenprinzips zweier oder dreier aneinander geflanschter Einzelgetriebe erreicht man eine hohe Flexibilität. Prinzipiell sind Mehr-Gruppengetriebe auch in Pkw denkbar. Bei Mehr-Gruppengetrieben sind längere Schaltzeiten in Kauf zu nehmen, da bei einigen Gängen mehrere Trennstellen zu schalten sind. Die Gesamtschaltzeit sollte auch unter ungünstigen Bedingungen unter einer Sekunde liegen. Mit geringer Zahnradpaaranzahl lassen sich Vielgang-Getriebe realisieren, wenn beim Gangwechsel mehrere Trennstellen gleichzeitig geschaltet werden. Mit p Radpaaren lassen sich theoretisch Getriebe mit z = 2 ( p − 1)

Gängen herstellen.

(6.6)

6.7 Nkw-Getriebe

201

Abb. 6.51. Getriebeschemata und Leistungsflüsse koaxialer Windungsgetriebe

Gleichung (6.6) gilt, wenn alle Räder schaltbar sind und jedes Zahnrad eine eigene Welle hat. Solche Getriebe, bei denen in einzelnen Gängen die Leistung mehrmals von einer auf die andere Welle geleitet wird, werden auch als Windungsgetriebe bezeichnet. Bei Windungsgetrieben reduzieren sich die Gruppen auf einzelne Zahnradpaare. Neben dem hohen konstruktiven Aufwand für die Trennstellen der Wellen müssen beim Gangwechsel auch mehrere Trennstellen gleichzeitig geschaltet werden. Windungsgetriebe mit bis zu fünf Radpaaren und sechzehn Gängen zeigt Abb. 6.51. Das gleichzeitige Schalten von zwei oder mehr Trennstellen kann zu hohen Schaltzeiten führen. Je nach Bauart lassen sich dann beim Einsatz von p = 6 Zahnradpaaren folgende Getriebe realisieren, Abb. 6.52:

• • • • •

Ein-Gruppen-Vorgelegegetriebe, Abb. 6.52/1: Windungsgetriebe, Abb. 6.52/2: Zwei-Gruppen-Splitgetriebe, Abb. 6.52/3.1: Zwei-Gruppen-Rangegetriebe, Abb. 6.52/3.2: Drei-Gruppen-Split-/Rangegetriebe, Abb. 6.52/3.3:

6 Vorwärtsgänge, 32 Vorwärtsgänge, 10 Vorwärtsgänge, 8 Vorwärtsgänge, 12 Vorwärtsgänge.

Dabei ist das Windungsgetriebe wegen der vielen zu schaltenden Trennstellen nicht von praktischem Interesse. Kombiniert man eine Split- und eine Rangegruppe mit einem 4-Gang-Hauptgetriebe, so erhält man ein 16-Gang-Getriebe. Hierbei werden die Übersetzungsbereiche der drei Gruppen so gewählt, dass alle 16 kombinatorisch schaltbaren Gangstufen in einer für den Fahrer nutzbaren Stufung (Abschn. 4.3.2 „Geometrische Gangabstufung“) aufeinander folgen, Abb. 6.49c.

202

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.52. Einfluss der Gruppenbauart auf die Anzahl von Rädern und Gängen

6.7 Nkw-Getriebe

203

3/ Praktische Ausführung von Zwei- und Drei-Gruppengetrieben Üblich sind Zwei- und Drei-Gruppengetriebe mit bis zu 16 Gängen (2 x 4 x 2) [6.26]. Siehe dazu auch Abb. 4.2 „Hierarchische Gliederung der Antriebsstrangübersetzung iA“. Eine größere Gangzahl ist prinzipiell möglich, aber in der Praxis nicht mehr sinnvoll, da sie vom Fahrer ein zu häufiges Schalten erfordert. Das 9-Gang-Nkw-Getriebe 9 S 109 der ZF in Abb. 6.53 kann als Beispiel für ein Zwei-Gruppengetriebe in der Ausführung 4 x 2 dienen. Beim Hauptgetriebe handelt es sich um ein 4-Gang-Vorgelegegetriebe mit einer zusätzlichen AnfahrZahnradstufe, dem so genannten Crawler, die nur für Anfahr- und Rangiervorgänge eingesetzt wird. An der Getriebeausgangsseite ist eine 2-Gang-Rangegruppe in Planetenbauweise angeordnet. In der Direktgang-Ausführung des Getriebes wird der Crawler mit einer Übersetzung von ca. 13 ausgeführt, während bei der Overdrive-Ausführung dieser Anfahrgang bei einer Übersetzung von 10,3 liegt. Durch die Anordnung einer 2-Gang-Splitgruppe kann aus dem Zwei-Gruppengetriebe ein 16-Gang-Getriebe in Drei-Gruppenbauweise 2 x 4 x 2 dargestellt werden. Dabei entfällt der Anfahrgang Crawler. Die Gesamtspreizung dieses 16Gang-Getriebes liegt bei etwa 13,5 sowohl bei der Direktgang- wie auch bei der Overdrive-Ausführung.

Abb. 6.53. Getriebeschema, Leistungsflüsse und Übersetzungen eines 9-Gang-ZweiGruppengetriebes (ZF), 4 x 2 + Crawler = 9 Gänge in Direktgang-Ausführung [6.48], ausgeführte Konstruktion Abb. 12.34

204

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Für die Konstruktion von Nkw-Getrieben gilt folgender Grundsatz:

Das Getriebe ist so zu gestalten, dass möglichst viele Radpaare mit kleiner Übersetzungsänderung und möglichst wenige Radpaare mit hoher Übersetzungsänderung beaufschlagt werden.

Abb. 6.54. Getriebeschema, Leistungsflüsse und Übersetzungen eines 16-Gang-DreiGruppengetriebes für schwere Nutzkraftfahrzeuge in Direktgang-Ausführung (ZF), 2 x 4 x 2 = 16 Gänge, ausgeführte Konstruktion Abb. 12.35

6.7 Nkw-Getriebe

205

Besonders die Planetenbauweise der Rangegruppe sorgt für eine kompakte Baulänge. Dies ist auch vor dem Hintergrund zu sehen, dass die Rangegruppe einen großen Stufensprung haben muss, was in Planetenbauweise leicht zu realisieren ist. Ein Beispiel eines Drei-Gruppengetriebes in 16-Gang-Ausführung (2 x 4 x 2) für schwere Nutzkraftfahrzeuge ist in Abb. 6.54 dargestellt. Das ZF-Getriebe der Ecosplit-Baureihe 16 S 221 in Direktgang-Bauweise besteht aus einer vorgeschalteten 2-Gang-Splitgruppe in Vorgelegebauweise, dem Vorgelege-Hauptgetriebe mit vier Gängen und R-Gang sowie der nachgeschalteten 2-Gang-Rangegruppe in Planetenausführung. Damit weist das Getriebe 16 Vorwärts- und 2 Rückwärtsgänge auf. Das Hauptmerkmal dieser Getriebebaureihe ist die große Spreizung von ca. 17. Die Übersetzungen von 16,41 im 1. Gang zu 1,00 bei Direktgang- und von 13,80 zu 0,84 bei Schnellgang-Ausführung erlauben die eine optimale Nutzung des Zugkraftangebots des Nkw-Verbrennungsmotors [6.49]. Die bisher vorgestellten Vorgelegegetriebe besaßen nur eine im Leistungsfluss liegende Vorgelegewelle. Das in Abb. 6.55 dargestellte Zwei-Gruppengetriebe Eaton Twin Splitter hat ein 4-Gang-Hauptgetriebe mit zwei Vorgelegewellen sowie eine 3-Gang-Nachschalt-Splitgruppe ebenso in Zwei-Vorgelege-Ausführung. Die Übersetzung liegt zwischen 10,90 und 0,78 bei Overdrive- und zwischen 14,05 und 1,00 bei Direktgang-Ausführung, was zu einer Spreizung von ca. 14 führt [6.8]. Die übertragene Leistung teilt sich auf beide Vorgelegewellen des Hauptgetriebes auf und fließt wieder auf die Getriebehauptwelle zurück. Durch die Leistungsverzweigung können die Zahnräder gegenüber einem konventionellen Vorgelegegetriebe um etwa 40 % schmäler ausgeführt werden. Das Getriebe baut kürzer, dafür aber breiter. Vor allem bei Zugmaschinen sind kurze Getriebe von Vorteil. Je kürzer das Getriebe baut, desto günstiger sind die Verhältnisse (aus dem Höhenversatz und dem Längsabstand zum Endantrieb resultierender Beugewinkel) für die an das Getriebe anschließende Gelenkwelle. Um eine gleichmäßige Belastung (Belastungsausgleich) der Zahnräder in beiden Leistungszweigen sicherzustellen, ist die Hauptwelle radial nicht gelagert, sondern nur geführt. Sie zentriert sich bei Belastung zwischen den beiden Vorgelegewellen. Da die Hauptwelle nicht in der Lage ist, große Axialkräfte aufzunehmen, werden geradverzahnte Stirnräder eingesetzt. Um dennoch gute Laufeigenschaften zu erzielen, werden Zahnräder mit hohem Überdeckungsgrad und Hochverzahnung verwendet. Das Hauptgetriebe des Twin Splitter besitzt vier Vorwärtsgänge und einen Rückwärtsgang. Die nachgeschaltete Splitgruppe besitzt drei Gänge: einen Direktgang i D = 1,0, einen ins Schnelle i S,H = 0,78 und einen ins Langsame i S,L = 1,24 übersetzenden Gang. Daraus ergeben sich insgesamt zwölf Vorwärts- und drei Rückwärtsgänge. Nachschalt-Splitgruppen sind wegen der notwendigen Zahnbreiten nicht üblich (vgl. auch Tabelle 6.13). Sie wird in diesem Fall aufgrund der sich durch die Leistungsteilung ergebenden geringeren Gesamtzahnbreite trotzdem angewandt. Das Hauptgetriebe ist klauengeschaltet, die NachschaltSplitgruppe ist synchronisiert.

206

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.55. Getriebeschema, Leistungsflüsse und Übersetzungen des Eaton Twin SplitterGetriebes in Overdrive-Ausführung; 4 x 3 = 12 Gänge: 4-Gang-Hauptgetriebe in ZweiVorgelege-Ausführung; 3-Gang-Nachschalt-Splitgruppe in Zwei-Vorgelege-Ausführung; K Konstante; VW Vorgelegewelle; HW Hauptwelle; SL Nachschalt-Splitkonstante Low; SH Nachschalt-Splitkonstante High; D Direkt, ausgeführte Konstruktion Abb. 12.37

Ein Beispiel für ein Drei-Gruppen-Handschaltgetriebe in Zwei-Vorgelege-Ausführung in jeder Gruppe ist das in Abb. 6.56 gezeigte Eaton-Getriebe der S-Baureihe. Das Getriebe besteht aus einem vorgeschalteten 2-Gang-Splitgetriebe, einem 4-Gang-Hauptgetriebe sowie einer 2-Gang-Nachschaltgruppe. Somit weist das Getriebe 16 Vorwärts- und 2 Rückwärtsgänge auf. Durch die Zwei-VorgelegeAusführung aller drei Gruppen des Getriebes ist eine hohe Drehmomentaufnahme bei kurzer Baulänge möglich. Das Getriebe baut in die Breite. Mit einer Übersetzung zwischen 17,58 im 1. Gang bei der Direktgang-Ausführung sowie von 14,45 im ersten und 0,83 im höchsten Gang bei der Overdrive-Ausführung stellt sich eine Gesamtspreizung von 17,4 ein [6.9].

6.7 Nkw-Getriebe

207

Abb. 6.56. Getriebeschema, Leistungsflüsse und Übersetzungen eines 16-Gang-Getriebes (2 x 4 x 2) in Overdrive-Ausführung (Eaton). Zwei-Vorgelege-Ausführung aller Gruppen: 2-Gang-Split-Gruppe; 4-Gang-Hauptgetriebe; 2-Gang-Nachschalt-Gruppe: K Konstante; VW Vorgelegewelle; HW Hauptwelle, ausgeführte Konstruktion Abb. 12.38

Dieses Getriebe ist auch die Basis für eine automatisierte Ausführung. Dabei wird das 4-Gang-Hauptgetriebe ohne Synchronisierung ausgeführt, die beiden anderen Gruppen sind synchronisiert. In dieser Ausführung unter der Bezeichnung Eaton SAMT-(Semi Automated Manual Transmission-)Getriebe, ermöglicht das Getriebe vollautomatisierte Gangwechsel ohne Eingriff des Fahrers. Je nach Verkehrssituation kann wahlweise zwischen einer voll- oder aber einer halbautomatisierten Fahrweise gewählt werden. Der Fahrer bedient die Kupplung nur beim Anfahren, Anhalten und Rangieren [6.40].

208

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

6.7.2 Automatisierte Nkw-Schaltgetriebe (AMT) Pkw- und Nkw-Schaltgetriebe können unterschiedliche Automatisierungsgrade aufweisen. Dabei kann, je nach Ausführung, der Anfahrvorgang, die Betätigung der Schaltkupplung sowie die Gangwahl automatisiert erfolgen. Bei Handschaltgetrieben ist keiner der Vorgänge automatisiert, bei teilautomatisierten Schaltgetrieben ist einer dieser Abläufe automatisiert und bei vollautomatisierten Schaltgetrieben erfolgen alle Vorgänge vollautomatisiert. Daraus ergibt sich die in Tabelle 6.14 dargestellte Gliederung, die die unterschiedlichen Automatisierungsgrade von Getrieben vom manuellen Schaltgetriebe (Automatisierungsgrad 0) bis hin zum vollautomatisierten Schaltgetriebe (Automatisierungsgrad 4) aufzeigt. 1/ Teilautomatisierte Nkw-Schaltgetriebe: Automatisierungsgrad 2 Beim Automatisierungsgrad 2 legt der Fahrer nur noch den gewünschten Gang durch Betätigen des Schalthebels ein, der Kupplungsvorgang bzw. das Anfahren erfolgen automatisch. 2/ Teilautomatisierte Nkw-Schaltgetriebe: Automatisierungsgrad 3 Beim Automatisierungsgrad 3 wählt der Fahrer den Gang vor oder er folgt einer automatischen Schalt-(Gang-)Empfehlung. Durch Betätigen der Kupplung löst der Fahrer einen automatischen Gangwechsel in den empfohlenen oder gewählten Gang aus. Derartige Systeme sind unter den Bezeichnungen „Automatisierte Vorwahlschaltung AVS“ oder „Ecoshift“ am Markt bekannt. Getriebe mit Automatisierungsgrad 3 und kleiner werden nicht mehr entwickelt und produziert. Tabelle 6.14. Automatisierungsgrade von Schaltgetrieben Automatisierungsgrad

Anfahrvorgang

Schaltkupplung

Gangwahl

gekennzeichnet durch

0

Fußbetätigte Anfahrkupplung

Fußbetätigtes Kuppeln

Manuelles Betätigen eines Schalthebels

1

Fußbetätigte Anfahrkupplung

Automatisiertes Kuppeln

Manuelles Betätigen eines Schalthebels

2

Automatisierte Anfahrkupplung

Automatisiertes Kuppeln

Manuelles Betätigen eines Schalthebels

3

Automatisierte Anfahrkupplung

4

Automatisierte Anfahrkupplung

Gangwechsel Manuelle Gangvoreingeleitet durch fußwahl durch Tipptaster betätigtes Kuppeln Automatisiertes Kuppeln

Automatisierte Gangwahl und Motormanagement

6.7 Nkw-Getriebe

209

3/ Vollautomatisierte Nkw-Schaltgetriebe: Automatisierungsgrad 4 Seit Ende der 1990er Jahre eingeführte automatisierte Nkw-Schaltgetriebe weisen den Automatisierungsgrad 4 auf. Er ist gekennzeichnet durch ein automatisiertes Anfahrelement, durch automatisiertes Kuppeln bei Schaltvorgängen, einen automatisierten Gangwechsel und Datenkommunikation zwischen Motor- und Getriebesteuergerät. Durch die komplette Kupplungsautomatisierung kann das Kupplungspedal entfallen und ein Zwei-Pedal-System im Nutzkraftfahrzeug mit Beschleunigungs- und Bremspedal realisiert werden. Neben dem Automatik-Mode ist der Fahrereingriff über einen manuellen Mode natürlich jederzeit möglich. Wie schon in Abschn. 6.6.2 „Pkw-AMT“ ausgeführt, wird bei den Stellgliedern unterschieden zwischen Add-On-Systemen für den Anbau an bestehende Handschaltgetriebe und integrierten Systemen. Bei integrierten Systemen ist das Getriebe rein auf den automatisierten Einsatz hin entwickelt. Die Automatisierung von Schaltgetrieben bietet eine Reihe von Vorteilen, insbesondere:

• Guter Wirkungsgrad vergleichbar einem Handschaltgetriebe, • Verbesserung des Fahrkomforts durch Entlastung des Fahrers von Kuppeln und Schalten • Aufmerksamkeitserhöhung im Straßenverkehr, • Reduzierung der Life-Cycle-Kosten durch: − geringeren Kupplungsverschleiß, − Kraftstoffsenkung durch den Einsatz einer optimierten Fahrstrategie (Auswahl von Schaltprogrammen), • Erhöhter Komponentenschutz durch Unterbindung von Missbrauchschaltungen (Getriebe- und Kupplungsschutz), • Gestänge-/seilzuglose Getriebesteuerung durch einen Fahrschalter, dadurch: − Geräuschreduzierung in der Kabine aufgrund des Fehlens einer mechanischen Verbindung zwischen Schalthebel und Getriebe, − optimiertes Packaging durch Entfall des Schaltgestänges und des Kupplungspedals, dadurch vereinfachte und kostengünstigere Montage. Ein Nachteil von automatisierten Schaltgetrieben ist die Zugkraftunterbrechung. Sie ist jedoch aufgrund der kurzen Schaltzeiten bei modernen Nkw für den Straßeneinsatz akzeptabel. 3.1/ Aufbau von automatisierten Nkw-Schaltgetrieben Der Aufbau der Nkw-Schaltgetriebe in Ein- und Mehrgruppenbauweise ist in Abschn. 6.7.1 erläutert. Die automatisierte Kupplungsbetätigung und der automatisierte Gangwechsel werden durch den Einsatz unterschiedlicher Stellglieder (Aktuatoren) ermöglicht. Dies sind der Kupplungssteller KS und der Getriebesteller GS. In Abb. 6.57 ist der Systemaufbau eines automatisierten Nkw-Schaltgetriebes dargestellt. Hauptunterscheidungsmerkmal bei der Ausführung der Stellglieder ist die für die Wirkungsweise benötigte Energieart. Es kommen bei automatisierten NkwSchaltgetrieben folgende Arten zum Einsatz:

210

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.57. Systemaufbau eines automatisierten Schaltgetriebes

• Elektro-pneumatische Stellglieder, • Elektro-hydraulische Stellglieder und • Elektro-mechanische Stellglieder. Die Wahl des Stellglieds hängt wesentlich von der im Fahrzeug zur Verfügung stehenden oder bereit zu stellenden Energieart ab. Elektro-pneumatische Stellglieder bieten sich bei schweren Lkw an, da diese mit einem Druckluftsystem ausgerüstet sind. Wenn keine Druckluft vorhanden ist, werden, abhängig von den geforderten Eigenschaften des Stellglieds, elektro-hydraulische oder elektromechanische Systeme eingesetzt. Zwischen der elektronischen Steuerung des Dieselmotors ECU (Engine Control Unit) und der Getriebesteuerung TCU (Transmission Control Unit) sowie den angeschlossenen Teilsystemen, wie Fahrschalter, Display, ABS/ASR und Sensoren, erfolgt ein Austausch der Ist- und Solldaten über Datenbus (CAN-Bus = Controller Area Network). Siehe auch Kapitel 13 „Elektronische Getriebesteuerung“. Automatisierte Nkw-Schaltgetriebe sind auf dem Markt eingeführt als „ASTronic“ (ZF), „eTronic“ (ZF), „Telligent EAS“ bzw. „PowerShift” (MercedesBenz), „Sprintshift“ (Mercedes-Benz), „I-Shift/Geartronic“ (Volvo), „Opticruise“ (Scania), „SAMT B“ (Eaton). Nachfolgend werden einige davon exemplarisch erläutert. 3.2/ Beispiele von automatisierten Nkw-Schaltgetrieben Das automatisierte 6-Gang-Schaltgetriebe ZF 6 AS 380 VO eTronic für leichte Lkw und Transporter basiert auf dem Overdrive-Handschaltgetriebe 6 S 380 VO. Dieses Ein-Gruppengetriebe hat eine Antriebskonstante, die bis auf den Direktgang (5. Gang) immer im Leistungsfluss ist, Abb. 6.58.

6.7 Nkw-Getriebe

211

Abb. 6.58. Getriebeschema, Leistungsflüsse und Übersetzungen des automatisierten 6-Gang-Getriebes für Transporter und leichte Lkw in Ein-Gruppen-Bauweise und elektro-mechanischer Schaltung (ZF), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.39

Die Automatisierung des Getriebes ist mit elektro-mechanischen Stellgliedern realisiert, die als Add-On-Komponenten außen am Getriebegehäuse angebracht sind. Das Öffnen und Schließen der Kupplung übernimmt ein elektro-mechanischer Kupplungssteller. Der elektro-mechanische Getriebesteller weist zwei Elektromotoren auf; einen für die Wähl- und einen für Schaltbewegung [6.50]. Als Beispiel eines mit elektro-pneumatischen Stellgliedern automatisierten Schaltgetriebes für schwere Nkw dient das PowerShift-Getriebe G241-16K von Mercedes-Benz. Das geometrisch gestufte 16-Gang-Klauengetriebe ist als DreiGruppengetriebe realisiert, Abb. 6.59. Eine 2-Gang-Splittgruppe ist dem 4-GangHauptgetriebe vorgeschaltet. Sie „verdichtet“ die Gangfolge. Splitgruppe und Hauptgetriebe sind in Ein-Vorgelegebauweise ausgeführt. Hinter dem Hauptgetriebe ist die 2-Gang-Rangegruppe in Planetenbauweise angeordnet. Sie verdoppelt die Gangfolge. Das Getriebe besitzt eine an der Vorgelegewelle angeordnete Bremse, mit der eine Drehzahlanpassung für den Hochschaltvorgang vorgenommen wird. Die Rückschaltung wird über eine Drehzahlerhöhung des Verbrennungsmotors realisiert. Die elektronische Getriebesteuerung ist zusammen mit Getriebe- und Kupplungssteller außen am Getriebe angebaut. Ein weiteres automatisiertes Getriebe für schwere Nkw ist das DreiGruppengetriebe der AS Tronic-Baureihe von ZF. Das unsynchronisierte 3- bzw. 4-Gang-Hauptgetriebe weist zwei Vorgelegewellen auf.

212

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.59. Getriebeschema eines automatisierten 16-Gang-Drei-Gruppengetriebes 2 x 4 x 2 (Mercedes-Benz); Klauengetriebe mit elektro-pneumatischer Schaltung und einer Vorgelegewellenbremse, ausgeführte Konstruktion Abb. 12.40

Die 2-Gang-Splitgruppe, die ebenso zwei Vorgelegewellen besitzt und die 2-Gang-Bereichsgruppe in Planetenbauweise sind synchronisiert. Durch den modularen Aufbau können 10-, 12- und 16-Gang-Getriebe mit bis zu zwei Rückwärtsgängen realisiert werden [6.15–6.16, 6.25, 6.35, 6.46].

6.7 Nkw-Getriebe

213

Abb. 6.60. Getriebeschema und Leistungsflüsse eines automatisierten 16-Gang-DreiGruppengetriebes in Direktgang-Ausführung (ZF); elektro-pneumatische Schaltung und Vorgelegewellenbremse, ausgeführte Konstruktion Abb. 12.41

Abbildung 6.60 zeigt Getriebeschema und Leistungsflüsse des 16-Gang-Getriebes ZF AS-Tronic 16 AS 2230 TD. Das Hauptgetriebe ist mit Klauenschaltung ausgeführt, das mittels Motorführung und einer Getriebebremse synchronisiert wird. Die Getriebebremse, die an einer der beiden Vorgelegewellen angebracht ist, wird bei Hochschaltvorgängen zur Drehzahlreduzierung eingesetzt.

214

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Wie die Getriebebremse, so werden auch alle Automatisierungskomponenten (Kupplungs- und Getriebesteller) elektro-pneumatisch betätigt. Die Stellglieder sind bei diesem Getriebe in Modulen zusammengefasst und im Getriebegehäuse integriert. Das Getriebe verfügt über eine vollautomatisierte Trockenkupplung. Dadurch ist im Fahrzeug eine Zwei-Pedal-Lösung möglich. 6.7.3 Nkw-Wandlerschaltkupplungsgetriebe (WSK) Wandlerschaltkupplungsgetriebe gehören zur Gruppe der automatisierten Schaltgetriebe. Ihr Marktanteil ist sehr gering. Die Besonderheit dieses Getriebekonzepts ist die WSK-Einheit. Sie besteht aus einem hydrodynamischen Drehmomentwandler, einer Wandlerüberbrückungskupplung, einem Primärretarder und einer trocken laufenden Schaltkupplung. Die WSK wurde in den 1960-er Jahren entwickelt. Ziel war es, für Schwerstfahrzeuge die schwierigen Anfahrvorgänge zu erleichtern, gleichzeitig aber das Handschaltgetriebe beizubehalten. In Abb. 6.61 ist hinter der WSK-Einheit das 16-Gang-Handschaltgetriebe ZF 16 S 221 Ecosplit angeordnet. Das Anfahren erfolgt bei diesem Getriebe ausschließlich über den Wandler, die Schaltkupplung wird zur Zugkraftunterbrechung beim Gangwechsel fußbetätigt. Eine Weiterentwicklung des vorgenannten Wandlerschaltkupplungsgetriebes „ZF-Transmatic“ ist das Getriebe „ZF TC-Tronic“ mit der Bezeichnung 12 TC 2740 TO. Das vollautomatisierte Getriebe besteht aus der WSK-Einheit und einem automatisierten 12-Gang-Getriebe mit elektro-pneumatischer Schaltung. Das nach der WSK-Einheit angeordnete Schaltgetriebe basiert auf dem automatisierten 12-Gang-Getriebe 12 AS 2740 TO in Overdrive-Ausführung, Abb. 6.62. Dieses Getriebe ist als Drei-Gruppengetriebe 2 x 3 x 2 aufgebaut. Die 2-GangSplit-Gruppe und das 3-Gang-Hauptgetriebe sind in Zwei-Vorgelegewellen-Bauweise, die 2-Gang-Range-Gruppe in Planeten-Bauweise ausgeführt.

Abb. 6.61. Getriebeschema eines 16-Gang-Nkw-Getriebes mit Wandlerschaltkupplung WSK (ZF), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.45

6.7 Nkw-Getriebe

215

Abb. 6.62. Getriebeschema eines mit elektro-pneumatischer Schaltung automatisierten 12-Gang-Nkw-Getriebes in Overdrive-Ausführung mit Wandlerschaltkupplung WSK (ZF), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.46

Während das Hauptgetriebe klauengeschaltet ist, sind die Split- und die Rangegruppe synchronisiert, siehe dazu auch Abb. 6.60. Die Getriebe- und Kupplungssteller wie auch die an einer der beiden Vorgelegewellen angeordnete Getriebebremse werden elektro-pneumatisch betätigt.

216

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

6.7.4 Nkw-Automatgetriebe (AT) Konventionelle Automatgetriebe für Nkw sind von ihrer Bauart her denen der Pkw ähnlich. Sie werden ausschließlich in der Bauweise hydrodynamischer Drehmomentwandler mit lastschaltbarem Planetengetriebe ausgeführt. Siehe dazu auch Abschn. 6.6.4 „Pkw-Automatgetriebe“. Im Vergleich zu den Pkw-Automatgetrieben unterscheiden sich Nkw-Automatgetriebe nicht nur in der Auslegung und damit der Konstruktion, sondern je nach Ausführung auch durch zusätzliche Komponenten, wie beispielsweise Retarder oder Nebenabtriebe. Ein Beispiel eines Nkw-Automatgetriebes für leichte Lkw, Verteilerfahrzeuge, Pickups und kleine Busse ist das 5-Gang-Automatgetriebe von Allison der Baureihe 1000/2000/2400 mit einem Eingangsdrehmoment bis 750 Nm. In Abb. 6.63 sind Räderschema sowie Kraftfluss in den einzelnen Gangstufen zu sehen. Das Getriebe besteht aus einem hydrodynamischen Wandler mit Überbrückungskupplung und einem Planetenradsatz-System. Der so genannte PolakPlanetenradsatz besteht aus drei Einfach-Planetenradsätzen. Die Planetenträger sind jeweils mit den nachfolgenden Hohlrädern verbunden. Diese Planetenradsätze werden durch zwei Lamellenkupplungen und drei Lamellenbremsen angesteuert, s. Abschn. 9.3 „Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen“. Bei dem Getriebe ist in den ersten vier Gängen die Kupplung A geschlossen, während die Kupplung B im 4. und 5. Gang geschlossen ist. Die mit den Hohlrädern der Planetenradsätze verbundenen Bremsen D, E und F werden je nach Gangstufe geschaltet. Im vierten, dem Direktgang, werden die Kupplungen A und B geschlossen und der Planetenradsatz III läuft als Block um. Im 5. Gang sind die Kupplung B und die Bremse D geschlossen. Beim Rückwärtsgang sind die Schaltelemente D und F betätigt. Theoretisch ist noch ein 6. Gang durch Schließen der Kupplung B und der Bremse E möglich. Durch die Übersetzung zwischen 3,51 im 1. und 0,74 im 5. Gang ergibt sich eine Spreizung des Getriebes von 4,74 [6.1–6.2, 6.20].

Abb. 6.63. Räder- und Schaltschema eines 5-Gang-Automatgetriebes für leichte Lkw, Verteilerfahrzeuge, Pickups und kleine Busse (Allison), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.47

6.7 Nkw-Getriebe

217

Abb. 6.64. Räder- und Schaltschema eines konventionellen 6-Gang-NkwAutomatgetriebes (ZF), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.48

Für Linienbusse und Sonderfahrzeuge wird das Automatgetriebe 6 HP 602 C von ZF mit Eingangsdrehmomenten bis 1600 Nm eingesetzt. In Abb. 6.64 sind das Räderschema und die Schaltelemente des Doppel-Overdrive-Getriebes zu sehen. Es handelt sich hierbei um ein 6-Gang-Getriebe mit hydrodynamischem Wandler, einer Überbrückungskupplung, einer integrierten Strömungsbremse (Retarder) und einem Wilson-Planetenradsatz, bestehend aus einem gekoppelten System von drei einfachen Planetenradsätzen. Das Getriebe hat drei Lamellenkupplungen und drei Lamellenbremsen. Bei den ersten vier Gangstufen wird die Kupplung A und bei den Gängen 4, 5 und 6 die Kupplung B geschlossen. Die mit den Hohlrädern verbundenen Bremsen D, E und F werden je nach zu schaltender Gangstufe geschaltet. Im vierten Gang, dem Direktgang, sind die Kupplungen A und B geschlossen und der Planetenradsatz III läuft als Block um. Die Drehrichtungsumkehr der R-Gangstufe wird über die Kupplung C sowie die Bremse F realisiert. Durch die Übersetzung von 3,43 im 1. und 0,59 im 6. Gang ist eine Getriebespreizung von 5,81 verfügbar [6.11– 6.12, 6.27, 6.47]. 6.7.5 Nkw-Hybridantriebe Bei Nkw sind serielle Hybridantriebsstränge von Bedeutung. Sie haben keine mechanische Koppelung von Verbrennungsmotor zu den Rädern, siehe Abschn. 3.2.4. Der serielle Hybridantrieb hat den Vorteil, bei der Wahl der Versorgungsquelle der elektrischen Energie sehr flexibel zu sein. In Betracht kommen folgende Ausführungen:

• Diesel-Generator-Satz: Diese Ausführung weist die in Abschn. 3.2.4 beschriebenen Eigenschaften eines seriellen Hybridantriebsstrangs auf. Dabei kann im Spannungs-Zwischenkreis zwischen Generator und Fahrmotor bzw. den Fahrmotoren ein optionaler elektrischer Energiespeicher (elektrochemische Batterie

218

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

oder Doppelschichtkondensatoren) zum Einsatz kommen. Mit dem Energiespeicher kann die beim Bremsen des Fahrzeugs rekuperierte Energie zwischengespeichert oder der rein elektrische Fahrbetrieb ohne Verbrennungsmotor bewerkstelligt werden. • Brennstoffzelle: In diesem Fall wird die elektrische Leistungsversorgung des Fahrmotors oder der Fahrmotoren von einer Brennstoffzelle übernommen (s. Abschn. 3.2.3). Um ein rekuperationsfähiges System darstellen zu können, bietet sich auch hier eine Hybridisierung mit einer Zusatzbatterie an. • Oberleitung: Die elektrische Leistungsversorgung des Fahrmotors oder der Fahrmotoren kann z.B. bei Stadtbusanwendungen auch durch ein Oberleitungsnetz erfolgen. Bei diesen Anwendungen wird teilweise ein kleiner Diesel-Generator eingesetzt, um einen Rangierbetrieb ohne Oberleitungsnetz zu ermöglichen. Grundlegender Systemumfang des seriellen Hybridantriebs:

• Generator: Vorzugsweise permanenterregte Drehstromsynchronmaschine (PSM), am Dieselmotor angeflanscht, Sonderbauform Transversalflussmaschine (TFM). • Einspeisung: Gleichrichtereinheit zur Umwandlung des Generatordrehstroms in Gleichstrom. • Gleichspannungszwischenkreis: Elektrisches Energienetz zur Versorgung der Fahrmotoren. • Fahrumrichter: Traktions-Pulswechselrichter zur Ansteuerung des Drehstromfahrmotors in ASM- oder PSM-Bauweise. • Steuerungselektronik: Fahrelektronik und Hybrid-Management. Bei allen genannten Antriebskonfigurationen können die elektrischen Fahrmotoren folgendermaßen angeordnet sein:

• Zentralmotor direkt auf ein konventionelles Achsgetriebe wirkend, ohne Übersetzungsspreizung. Anwendung: Stadtbus (Abb. 6.65a). Mögliche Alternative: Ausführung mit Tandem-Motoren und Summiergetriebe (Abb. 6.65c). • Zentralmotor über Getriebebaugruppe zur Drehzahlanpassung, vorzugsweise Planetengetriebe, auf konventionelles Achsgetriebe wirkend, ohne Übersetzungsspreizung. Anwendung: Stadtbus (Abb. 6.65b). Mögliche Alternative: Ausführung mit Tandem-Motoren mit zwei Planetengetrieben und Summiergetriebe (Abb. 6.65d). • Einzelradantrieb mit Fahrmotoren in unmittelbarer Nähe der Antriebsräder (Radnabenantrieb) als Endantrieb mit Getriebebaugruppen zur Drehzahlanpassung, vorzugsweise Planetengetriebe, oft in zweistufiger Ausführung ohne Übersetzungsspreizung. Anwendung: Stadtbus, Nkw, Sonderfahrzeuge (Abb. 6.65e). • „Wannenantrieb“: Einzelradantrieb mit Fahrmotoren, z.B. in Fahrzeugmitte angeordnet, die über Gelenkwellen auf die Antriebsräder wirken. Zweistufiges Schaltgetriebe möglich (Schaltung im Stillstand oder Betrieb, mit oder ohne Lastschaltung). Anwendung: Sonder-Rad- und Kettenfahrzeuge (Abb. 6.65f).

6.7 Nkw-Getriebe

219

Abb. 6.65. Schematische Ausführungsmöglichkeiten für Fahrmotor-Applikationen. a Direkter Zentralmotor; b Zentralmotor mit Planetengetriebe; c Tandem-Motoren mit Summiergetriebe; d Tandem-Motoren mit Planetengetriebe und Summiergetriebe; e Radnabenantrieb mit Planetengetriebe; f „Wannenantrieb“ mit Schaltgetriebe

Abbildung 6.66 zeigt die elektrische Antriebsachse EE Drive 1 von ZF. Hier wurde ein Radnabenantrieb für Anwendungen in Stadtbussen entwickelt, der bei allen drei der oben genannten Konfigurationen mit elektrischem Antrieb eingesetzt werden kann: serieller Hybridantriebsstrang mit Diesel-Generator-Satz, Brennstoffzellenantrieb und elektrischer Antrieb mit Anschluss an ein Oberleitungsnetz. Im Folgenden soll das Augenmerk auf die Ausführung des EE Drive 1 als seriellen Hybridantrieb gerichtet werden.

220

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.66. Elektrische Antriebsachse EE Drive 1 (ZF); schematische Darstellung eines einzelnen Fahrmotors mit Radnabengetriebe, ausgeführte Konstruktion Abb. 12.49

Der Diesel-Generatorsatz dient als reine Leistungsquelle. Das Drehmoment des Verbrennungsmotors wirkt aufgrund der fehlenden mechanischen Kopplung nicht direkt an den Rädern. Der elektrische Fahrantrieb ist allein für die Bewegung des Fahrzeugs verantwortlich und kann prinzipbedingt die Funktionen Antreiben und Bremsen durch Umkehr der Energieflussrichtung ausführen. Bei der Bremsung kann durch generatorischen Betrieb des Fahrmotors kinetische Energie des Fahrzeugs über den Gleichspannungszwischenkreis in die Traktionsbatterie zurückgespeist werden (Nutzbremsung, Rekuperieren). Zusätzlich dazu kann durch motorischen Betrieb des Generators gegen die Kompressionsarbeit des Verbrennungsmotors überschüssige Bremsenergie verschleißfrei vernichtet werden. Schließlich kann elektrische Energie aus dem Gleichspannungszwischenkreis über einen Bremswiderstand in Wärme umgewandelt werden (verschleißfreie Dauerbremse). In der schematischen Darstellung des Radnabenantriebs nach Abb. 6.66 wirkt pro angetriebene Achse je ein konzentrisch zur Radachse angeordneter E-Motor auf das linke und auf das rechte Rad über ein zweistufiges Planetengetriebe, bei denen der Antrieb jeweils über das Sonnenrad und der Abtrieb über den Steg erfolgt. Beide Hohlräder sind gehäusefest (vgl. Abschn. 6.8.2 „Nkw-Achs- und Nabengetriebe“). 6.7.6 Nkw-Stufenlosgetriebe (CVT) Mechanische Stufenlosgetriebe haben bei Nkw gegenwärtig keine Bedeutung. Umschlingungsgetriebe, wie sie in Pkw (bis ca. 350 Nm) zum Einsatz kommen, weisen nicht die nötige Drehmomentkapazität sowie Robustheit für den NkwEinsatz auf. Es gibt Versuchsträger mit Toroidgetrieben (Reibrad), die eine höhere Drehmomentkapazität haben. Insbesondere bei Land- und mobilen Arbeitsmaschinen stellen aber die stufenlos-hydrostatischen Getriebe, in Kombinationen mit Zahnradgetrieben, eine sinnvolle und daher verbreitete Form des Fahrantriebs dar. Der einfachen und komfortablen Bedienung sowie der guten Automatisierbarkeit steht bei hydrostatischen Stufenlosgetrieben als Nachteil der nur mäßige Gesamtwirkungsgrad gegenüber [6.36].

6.7 Nkw-Getriebe

221

Abb. 6.67. Grundkonzepte stufenloser Fahrantriebe mit hydrostatischer Leistungsverzweigung; a Antrieb gekoppelt; b Abtrieb gekoppelt (nach [6.36])

Bei Fahrantrieben mit großer Gesamtspreizung, die über lange Zeit die gesamte installierte Motorleistung übertragen und/oder hohe Transportanteile aufweisen, wie z.B. in landwirtschaftlichen Traktoren, konnten sich reine hydrostatische Stufenlosgetriebe nicht durchsetzen. Traktoren nutzen stattdessen in zunehmendem Maße stufenlose Getriebe auf Basis der hydrostatischen Leistungsverzweigung [6.14]. In stufenlosen Getrieben mit hydrostatischer Leistungsverzweigung wird die Antriebsleistung des Verbrennungsmotors in einen mechanischen und einen hydrostatischen Zweig aufgeteilt und anschließend wieder zusammengeführt. Die stufenlose Übersetzungsänderung ergibt sich aus der Änderung des spezifischen Fördervolumens der hydrostatischen Verdrängermaschinen. Ausgeführte Getriebe arbeiten überwiegend mit Primärverstellung. Der hydrostatische Leistungsanteil ist konzeptabhängig und kann bis zu 100 % der Eingangsleistung erreichen, auch Betriebsbereiche mit Blindleistungsfluss werden genutzt. Abbildung 6.67 zeigt die beiden wichtigsten Grundkonzepte von Fahrantrieben mit hydrostatischer Leistungsverzweigung. In Abb. 6.67a erfolgt die Leistungsverzweigung bei konstantem Drehzahlverhältnis und wird in einem Planetengetriebe mit konstantem Drehmomentverhältnis wieder zusammengeführt. Nach Abb. 6.67b ist es genau umgekehrt. Abhängig vom Grundkonzept und der Anbindung der Anschlusswellen des Planetengetriebes ergeben sich unterschiedliche Verläufe des hydrostatischen Leistungsanteils über der Gesamtübersetzung [6.37]. Bei dem in Abb. 6.68 dargestellten Getriebesystem handelt es sich um ein stufenlos einstellbares, hydrostatisch leistungsverzweigtes Getriebe. Es besteht aus den Komponenten Planetenkoppelgetriebe, Hydrostateinheit, Wendegetriebe, elektro-hydraulische Steuerung, Sensorik und elektronisches Steuergerät. Die Gesamtübersetzung des Getriebes kann von ∞ bis +/–0,58 stufenlos eingestellt werden.

222

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.68. Stufenloses, hydrostatisch-mechanisch leistungsverzweigtes Getriebe für den Einsatz in Traktoren (ZF)

Dieser Gesamtbereich ist unterteilt in vier feste Getriebebereiche, die über das Planetengetriebe eingestellt werden und jeweils mit der konstanten Stufe des Wendegetriebes in Vorgelegebauweise nochmals übersetzt werden. Das Planetengetriebe besteht dazu aus vier Planetenstufen. Das vordere Überlagerungsgetriebe ist als 3-stufiges 5-Wellen-Koppelgetriebe ausgebildet (Planetenstufe P1, P2, P3). Die fünf Wellen teilen sich auf in zwei Eingangswellen, die motordrehzahlabhängige Getriebeeingangswelle sowie die stufenlos variable Hydrostateingangswelle, und in drei Abtriebswellen, die über die Kupplungen K1, K2 und K3 mit dem vierten Planetenradsatz P4 verbunden werden können. Der vierte Planetenradsatz P4 hat die Funktion eines Gruppengetriebes, das in den ersten beiden Getriebebereichen 1 und 2 als Untersetzungsstufe wirkt und in 3 und 4 verblockt mitläuft [6.34]. Pro Getriebebereich ist ein definierter Übersetzungsbereich einstellbar. Innerhalb des Getriebebereiches ist die stufenlose Übersetzung nur vom Verhältnis der Hydrostateingangsdrehzahl n2 zur Getriebeeingangsdrehzahl n1 abhängig sowie von der Drehrichtung der Hydrostateingangswelle n2 bezogen auf die konstante Drehrichtung der Getriebeeingangswelle n1. Das Drehzahlverhältnis n2/n1 kann dabei in jedem Getriebebereich alle Werte zwischen +1 und –1 annehmen. Am Ende jedes Getriebebereichs ist die Endübersetzung gleich der Anfangsübersetzung des folgenden Getriebebereichs. Somit tritt dort in den jeweiligen

6.8 Endantriebe

223

Schaltelementen keine Differenzdrehzahl bei der automatisch, ohne Zugkraftunterbrechung erfolgenden Schaltung auf. Die Fahrantriebsleistung wird vorwärts und rückwärts in allen Getriebebereichen leistungsverzweigt über die Hydrostateinheit und über das Planetengetriebe übertragen. In jedem Getriebebereich gibt es eine Übersetzung, bei der die hydrostatische Leistung zu Null wird (n2 = 0), dort wird die Fahrantriebsleistung gänzlich mechanisch übertragen. An dieser Stelle hat der Getriebewirkungsgrad jeweils seinen Maximalwert.

6.8 Endantriebe Die hierarchische Gliederung der Einzelübersetzungen im Antriebsstrang ist in Abb. 4.2 dargestellt. Daraus abgeleitet zeigt Abb. 6.69 die unter „Endantrieb“ zusammengefassten Baugruppen:

• • • •

Achsgetriebe, Nabengetriebe (bei Nkw), Differentialgetriebe, Sperrdifferentiale, Verteilergetriebe (bei mehreren angetriebenen Achsen).

Unterschiede in den Konzepten des Endantriebs ergeben sich aus der Lage des Motors relativ zur Fahrtrichtung, aus der Anordnung des Motors gegenüber dem Getriebe und aus der Aufteilung der Übersetzung auf Getriebe, Verteilergetriebe, Achsgetriebe und Nabengetriebe.

Abb. 6.69. Baugruppen des Endantriebs und Gliederung der Einzelübersetzungen

224

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Aufgrund der großen Unterschiede bei der Ausführung der Endantriebe wird im Folgenden zwischen Pkw und Nkw unterschieden. Für wichtige Konzepte sind in Abschn. 12.3 „Endantriebe“ Beispiele ausgeführter Konstruktionen dargestellt. 6.8.1 Pkw-Achsgetriebe Aus der Vielzahl von Anordnungsmöglichkeiten der Baugruppen im Triebstrang lassen sich die in Abb. 6.70 dargestellten grundsätzlichen Achsgetriebebauformen ableiten:

• Stirnradachsantrieb, • Kegelradachsantrieb als Spiralkegel- oder Hypoidantrieb, • Schneckenradachsantrieb. Als Endübersetzung sind auch Riementriebe (DAF Variomatic) und Kettentriebe (Motorräder) denkbar. 1/ Stirnradachsantrieb Der Stirnradachsantrieb ist durch den häufigen Einsatz von Fahrzeugen mit quer eingebautem Frontmotor heute weit verbreitet. Das Achsgetriebe wird entweder direkt von der Abtriebswelle des Getriebes oder über Zwischenräder angetrieben. Bei der Anordnung von Motor und Getriebe nebeneinander erhält man meist einen günstigen Antrieb des Differentialkäfigs mit dem Nachteil ungleich langer Antriebswellen zu den Rädern. Die Gründe für die häufige Verwendung sind die platzsparende Bauweise und die kostengünstige Herstellung der meist schrägverzahnten Stirnräder. Durch die Zusammenlegung von Getriebe und Achsantrieb ergeben sich ebenfalls Vorteile bei der Wartung, da in den meisten Fällen ein gemeinsamer Ölhaushalt vorhanden ist.

Abb. 6.70. Schematische Darstellung der Bauformen für Achsgetriebe von Pkw

6.8 Endantriebe

225

2/ Kegelradachsantrieb In Triebsträngen mit Motor in Längsrichtung und bei allen Allradantrieben ist für den Antrieb der Räder eine Umlenkung des Kraftflusses um 90° erforderlich. Hierfür kann der Kegelradachsantrieb verwendet werden. Man kann grundsätzlich stark voneinander abweichende Lösungsmöglichkeiten finden. Zum einen ist der Achsantrieb in das Getriebegehäuse integriert (Transaxle-Bauweise) und zum anderen als selbständige Baugruppe, wie bei Fahrzeugen mit Standardantrieb, ausgeführt. Bei Kegelradachsantrieben kann man weiterhin noch nach dem Eingriff von Kegel- und Tellerrad in Spiralkegel- und Hypoidantrieb unterscheiden, Abb. 6.70. Beim Pkw wird meist der Hypoidantrieb verwendet. Bei dieser Antriebsart greift das Antriebskegelrad unterhalb der Achsmitte des Tellerrads ein. Durch die Achsversetzung wird der Durchmesser des Antriebskegelrads größer und das Tellerrad kann bei gleicher Belastung kleiner ausgeführt werden als beim Spiralkegelantrieb, bei dem sich die Achsen schneiden. Durch die gleitende Reibung zwischen den Zahnflanken, die wesentlich zur Geräuschminderung beiträgt, entstehen sehr hohe Pressungen, die druckfeste Öle (Hypoidöl) zur Schmierung des Achsantriebs erforderlich machen. Siehe auch Abschn. 11.2 „Schmierung von Getrieben, Getriebeschmierstoffe“. Die Achsversetzung ermöglicht zudem eine Tieferlegung der Kardanwelle und damit einen kleineren Mitteltunnel. 3/ Schneckenradachsantrieb Bei den heutigen Achsgetrieben finden sich keine Vertreter mehr mit Schneckenradachsantrieb. In den 1970er Jahren fand diese Antriebsart bei einigen Modellen der Firma Peugeot Anwendung. Die Gründe für die seltene Verwendung sind vor allem in der schwierigen und teuren Herstellung der Schnecke und des Schneckenrads zu sehen. Der Schneckenradachsantrieb bietet aber auch beachtliche Vorteile. Mit ihm können auf kleinem Raum große Übersetzungen realisiert werden. Die Schnecke kann unter oder über dem Schneckenrad liegen, wodurch im ersten Fall eine tiefliegende Gelenkwelle und damit tiefe Schwerpunktlage sowie Wegfall des störenden Gelenkwellentunnels erreicht werden. Eine oben liegende Schnecke ermöglicht eine große Bodenfreiheit des Fahrzeugs, ein Vorteil, der vor allem bei geländegängigen Fahrzeugen wichtig ist. Werden bei Mehrachsantrieben Schnecken verwendet, so ist eine mit den Achsen gekoppelte durchgehende Gelenkwelle möglich. Hinsichtlich der Laufruhe sind die Schneckentriebe allen anderen Antriebsarten überlegen, weil der Zahneingriff gleitend erfolgt und sich hier immer ein Ölfilm zwischen den kraftschlüssigen Zahnflanken bildet. Da bei Schneckentrieben große Axialkräfte auftreten, ist die Schnecke sorgfältig zu lagern. 4/ Übersetzungsverhältnisse Bei Pkw ergibt sich die Übersetzung des Antriebsstrangs i A aus der Getriebeübersetzung i G und der Endübersetzung i E. Siehe dazu auch Abschn. 4.1. Bei den meisten Pkw-Getrieben liegt die Getriebeübersetzung iG des größten Gangs mit iG ≈ 0,7–1,0 fest.

226

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Durch entsprechende Wahl der Achsübersetzung i E,A wird die Übersetzung des Antriebsstrangs i A entsprechend der Leistung, der gewünschten maximalen Endgeschwindigkeit usw. festgelegt. Für die einzelnen Achsantriebe der Pkw ergeben sich üblicherweise die folgenden Übersetzungsbereiche:

• Stirnradachsantrieb i E = i E,A ≈ 3,0–5,5 , • Kegelradachsantrieb i E = i E,A ≈ 2,5–5,0 , • Schneckenradachsantrieb i E = i E,A ≥ 5,0 . Die kleinen Übersetzungen sind bei leistungsstarken Pkw und Sportwagen zu finden, während die großen Übersetzungen bei leistungsschwachen Kleinwagen und Allradfahrzeugen anzutreffen sind. Die Achsantriebe werden entsprechend den vorhandenen Eingangsdrehmomenten (= Ausgangsdrehmoment des Getriebes) dimensioniert. 5/ Vergleich der Bauarten In Tabelle 6.15 sind die wichtigsten grundsätzlichen Bauarten für Achsantriebe von Pkw Stirnradachsantrieb, Kegelradachsantrieb und Schneckenradachsantrieb einander gegenübergestellt. Zum Vergleich dienen die Kriterien Laufruhe, Herstellungskosten, Lagerung, Schmierung, Wirkungsgrad, Lebensdauer, Belastungsfähigkeit und Platzbedarf. Tabelle 6.15. Ungewichtete Bewertung der Bauarten für Achsgetriebe bei Pkw. ++ sehr gut; + gut; 0 befriedigend; – schlecht; – – sehr schlecht Achsantrieb Merkmal

Stirnrad

Kegelrad

Schneckenrad

Spiralkegeltrieb

Hypoidkegeltrieb

0

0

+

++

Herstellungskosten

++

+

0

––

Lagerungen

++

0

0

0

Schmierung

++

++

0

0

Wirkungsgrad

++

++

++

+

Lebensdauer

++

+

+

++

Belastungsfähigkeit

0

+

+

++

Platzbedarf

+

0

+

+

11+

7+

6+

8+

Laufruhe

Summe

6.8 Endantriebe

227

Abb. 6.71. Schematische Darstellung der einstufigen Achsgetriebe. a Kegelradantrieb; b Doppelkegelradantrieb; c Schneckenradantrieb

6.8.2 Nkw-Achs- und Nabengetriebe Bei Nkw kann das Achsgetriebe ein- oder mehrstufig ausgeführt sein. Es gibt Konzepte, bei denen die Übersetzung der „Achse“ auf Achsgetriebe (i E,A) und Nabengetriebe (i E,N) aufgeteilt ist. Daher wird anstatt Achsgetriebe auch der Begriff Mittelgetriebe benutzt. Das Achs- oder Mittelgetriebe nimmt die Antriebskegelräder bzw. den Schneckentrieb, das Differentialgetriebe, bei Mehrstufenantrieb auch Stirnrad- oder Planetenstufe und den Durchtrieb zu einer weiteren Achse auf. Wie erwähnt, kann man in einstufige und mehrstufige Achsgetriebe unterteilen. Konstruktive Ausführungen zu Achsgetrieben und Nabengetrieben befinden sich in Abschn. 12.3.2. 1/ Einstufige Achsgetriebe Je nach Art des Antriebs werden die einstufigen Achsgetriebe, Abb. 6.71, eingeteilt in

• Kegelradantrieb, Abb. 6.71a, • Doppelkegelradantrieb (geteilter Kegeltrieb), Abb. 6.71b, und • Schneckenradantrieb, Abb. 6.71c. Der Stirnradachsantrieb findet nur bei Nkw bis 3,5 t zulässigem Gesamtgewicht Verwendung und soll hier nicht weiter besprochen werden. 2/ Mehrstufige Achsgetriebe Bei den mehrstufigen Achsgetrieben, Abb. 6.72, lassen sich mehrere Bauarten finden:

• • • •

Vorgelege, front mounted, Abb. 6.72a1, Vorgelege, top mounted, Abb. 6.72a2, Zweigang mit Stirnradvorgelege, Abb. 6.72c, Zweigang mit Planetengetriebe, Abb. 6.72d.

228

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.72. Schematische Darstellung mehrstufiger Achsgetriebe. a Vorgelege; a1 front mounted; a2 top mounted; b Vorgelege; c Zweigang mit Stirnradvorgelege; d Zweigang mit Planetengetriebe (oben: geschaltet; unten: nicht geschaltet)

Unter „top mounted“ versteht man, dass die Kardanwelle höher liegt als die Antriebswellen zu den Radnaben. Bei dieser Bauweise ist ein Durchtrieb zu einer zweiten angetriebenen Achse problemlos möglich. Liegen Kardanwelle und Antriebswellen auf gleicher Höhe, erfolgt der Antrieb des Achsgetriebes also direkt von vorn, so spricht man von „front mounted“. 3/ Nabengetriebe Die Aufteilung der erforderlichen Übersetzung der „Achse“ kann entweder nur im Achsgetriebe erfolgen oder auf Achs- und Nabengetriebe aufgeteilt sein. Durch die Erhöhung des Drehmoments direkt in den Nabengetrieben können Achsgetriebe und Antriebswellen zu den Radnaben kleiner ausgeführt werden. Bei den Nabengetrieben sind die folgenden Bauarten zu finden:

• ohne Radnabengetriebe, Abb. 6.73a, • mit außenverzahntem Stirnradvorgelege mit Antrieb oberhalb, unterhalb oder auf Höhe der Radachse, Abb. 6.73b,

6.8 Endantriebe

229

Abb. 6.73. Schematische Darstellung der Nabengetriebe. a Ohne Radnabengetriebe; b Stirnradvorgelege, außenverzahnt; c Stirnradvorgelege, innenverzahnt, oberhalb der Radachse; d Stirnradvorgelege, innenverzahnt, unterhalb der Radachse; e Stirnradplanetengetriebe, Doppelplanetentrieb; f Stirnradplanetengetriebe; g Kegelradplanetengetriebe

• mit innenverzahntem Stirnradvorgelege, Abb. 6.73c, d, • Stirnradplanetengetriebe, Abb. 6.73e, f, • mit Kegelradplanetengetriebe (auf i E,N = 2 festgelegt), Abb. 6.73g. Abbildung 6.73 zeigt schematisch mögliche Nabengetriebe. Bei außenverzahntem Stirnradvorgelege mit Antrieb oberhalb der Radachse, Abb. 6.73b, ergibt sich zusammen mit dem übersetzungsbedingt kleinen einstufigen Achsgetriebe die Portalachse. Sie wird hauptsächlich bei geländegängigen Fahrzeugen eingesetzt, die eine große Bodenfreiheit unter den Achsen benötigen. Der Antrieb unterhalb der Radachse ist günstig für Niederrahmenfahrzeuge. 6.8.3 Differentialgetriebe, Differentialsperren und Sperrdifferentiale Der Einachsantrieb ist bei Pkw und Nkw aus Fahrstabilitäts- und Traktionsgründen das Minimum. Hierfür muss die Motorleistung auf ein linkes und rechtes Treibrad verteilt werden, im einfachsten Fall mittels einer ungeteilten Radantriebswelle entsprechend der Skizze in Abb. 6.74. Beim Durchfahren einer Kurve aber legt das kurvenäußere Rad einen größeren Weg zurück als das innere, was bei starrem Antrieb ein Radieren der Reifen, hohen Verschleiß und Belastungen des Antriebsstrangs durch Verspannungen zur Folge hat.

230

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Abb. 6.74. Prinzip eines starren, nicht ausgleichenden Differentialgetriebes. 1 Antrieb; 2 Kegelrad; 3 Achswelle

1/ Grundlagen der Differentialgetriebe Um Verspannungen im Antriebstrang und Reifenverschleiß wegen fehlendem Drehzahlausgleich bei Kurvenfahrten zu verhindern, wird ein Getriebe benötigt, das im Gegensatz zu einem starren Durchtrieb ohne geteilte Antriebswelle einen zwangfreien Drehzahl- und Kräfteausgleich erlaubt. Dieses Getriebe muss eine Querverteilung des Antriebsmoments im Verhältnis 50 % : 50 % auf das linke und rechte Treibrad vornehmen. Quer bezieht sich dabei auf die Fahrtrichtung des Fahrzeugs. Bei Fahrzeugen mit mehreren angetriebenen Achsen sind solche Ausgleichsgetriebe auch zwischen den angetriebenen Achsen erforderlich. Verzichten kann man darauf nur bei sehr langsamer Fahrt oder auf losem Untergrund bzw. bei ausreichend kleinem Abstand der betroffenen Achsen. Der Längsausgleich kann je nach Traktionspotential der Achsen und gewünschtem Fahrverhalten auch mit unsymmetrischer Momentenverteilung dargestellt werden. Übliche Werte für Allrad-Pkw sind Verhältnisse von 50 % : 50 % oder auch 33 % : 67 % für Vorderbzw. Hinterachse. Im Fahrzeugbau werden die Längsdifferentiale zur Verteilung der Leistung auf verschiedene Antriebsachsen als Verteilergetriebe bezeichnet, siehe auch die Abschnitte 6.1.3 „Pkw mit Allradantrieb“ und 12.4 „Allradantriebe, Verteilergetriebe“. Die Querdifferentiale zur Verteilung der Leistung auf die Treibräder einer Achse nennt man auch Ausgleichsgetriebe. Die Querdifferentiale sind meist im Endantrieb des Antriebsstrangs integriert. (Diese Begriffe beinhalten im üblichen Sprachgebrauch aber nicht nur die eigentliche Differentialeinheit, sondern auch deren Antrieb mit der entsprechenden Übersetzung sowie eventuelle Raduntersetzungsgetriebe.) Bei den Differentialgetrieben wird unterschieden in

• Querdifferential = Ausgleichsgetriebe: Querverteilung der Leistung auf die Antriebsräder einer Achse, • Längsdifferential = Verteilergetriebe: Längsverteilung (in Fahrtrichtung gesehen) der Leistung auf mehrere angetriebene Achsen.

6.8 Endantriebe

231

Abb. 6.75. Prinzip eines Hinterachsgetriebes mit Kegelraddifferential. 1 Antrieb; 2 Differentialkäfig; 3 Ausgleichskegelräder; 4 Achskegelräder; 5 Differentialbolzen; 6 Achswellen

Nach [6.30] können für die beschriebenen Anforderungen Überlagerungsgetriebe mit einem Laufgrad F von zwei oder größer verwendet werden. Dies sind im Allgemeinen einfache oder zusammengesetzte Planetengetriebe zur Überlagerung von Drehzahlen und Leistungen. Als Ausgleichsgetriebe für Fahrzeuge ist grundsätzlich jedes Umlauf-Getriebe denkbar, das drei freibewegliche, gleichachsige Wellen besitzt und durch zwei Antriebs- oder Abtriebsbewegungen zwangsläufig wird. Altmann beschreibt in [6.3] Darstellungsmöglichkeiten von Differentialgetrieben mittels Zahnradpaarungen, von denen folgende Bauarten gebräuchlich sind:

• Kegelraddifferentiale, • Stirnraddifferentiale in Planetenbauweise, • Schneckenraddifferentiale. Stirnraddifferentiale werden wegen der Möglichkeit zur unsymmetrischen Momentenverteilung meist als Längsdifferentiale eingesetzt, für den Querausgleich sind Kegelraddifferentiale Standard. Das Schneckenraddifferential (TORSEN-Differential) findet Anwendung bei beiden Varianten. Einige ausgewählte Beispiele werden in Abschn. 12.3.3 behandelt. Abbildung 6.75 zeigt im Gegensatz zu Abb. 6.74 keinen starren Durchtrieb, sondern geteilte Achswellen mit einem zwischengeschalteten Kegelraddifferential. Das über den Antrieb 1, beispielsweise einen spiral- oder hypoidverzahnten Kegeltrieb, eingeleitete Drehmoment T1 wird über den Differentialkäfig 2 und dem Differentialbolzen 5 auf die Ausgleichskegelräder 3 und von dort aus auf die Achskegelräder 4 übertragen. Diese Ausgleichskegelräder wirken wie ein Waagebalken und stellen ein Drehmomentgleichgewicht Tlinks = Trechts zwischen der linken und rechten Abtriebsseite her. Solange kein Schlupf an den Treibrädern auftritt, gilt für die Drehzahlen:

• Drehzahl des kurvenäußeren bzw. weniger haftenden Rads: • Drehzahl des kurveninneren bzw. mehr haftenden Rads:

n a = n + ∆n n i = n – ∆n

232

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Dabei bedeuten n die Eingangsdrehzahl des Tellerrads und ∆n die Differenzdrehzahl zwischen der Abtriebsdrehzahl des kurvenäußeren Rads und der Antriebsdrehzahl des Differentials. Bei Geradeausfahrt laufen der Differentialkäfig 2, die Achskegelräder 4, die verdrehfest mit den Achskegelrädern verbundenen Achswellen 6 sowie die Ausgleichskegelräder 3 im Inneren des Käfigs als Block um. Zwischen dem Differentialbolzen 5 und den darauf gelagerten Ausgleichskegelrädern ergibt sich keine Relativbewegung. Bei Kurvenfahrt muss sich die kurvenäußere Achswelle schneller drehen als die kurveninnere; Achskegelräder und Ausgleichskegelräder wälzen aufeinander ab. Der Drehzahlausgleich zwischen den Rädern kann stattfinden. 2/ Notwendigkeit von Differentialsperren Die im vorangehenden Abschnitt beschriebene Bauart herkömmlicher Differentialgetriebe weist zwei für die Fahrzeugtechnik wichtige Vorteile auf:

• Die Drehzahlen der Antriebsräder können sich unabhängig voneinander entsprechend den unterschiedlichen Weglängen der linken bzw. rechten Fahrspur einstellen und • Das Antriebsmoment wird symmetrisch und damit giermomentenfrei auf beide Antriebsräder verteilt. Diesen beiden Vorteilen steht jedoch ein gravierender Nachteil gegenüber. Wenn die Kraftschlusspotentiale der beiden Antriebsräder verschieden sind, sind die auf die Fahrbahn übertragbaren Vortriebskräfte bei beiden Antriebsrädern jeweils vom geringeren Kraftschlusspotential der beiden abhängig. Diese Gegenüberstellung bezieht sich hier auf den Querausgleich im Achsgetriebe, gilt aber sinngemäß auch für den Längsausgleich zwischen verschiedenen Antriebsachsen. Dies bedeutet beispielsweise, dass ein auf Glatteis stehendes Rad durchdreht und das andere, auf griffigem Asphalt stehende Rad kein höheres Moment übertragen kann als das durchdrehende. Das Fahrzeug kann also nicht anfahren. Um diesen Nachteil herkömmlicher Ausgleichsgetriebe zu beheben, muss in kritischen Fahrzuständen die Ausgleichsbewegung behindert werden. Dies kann auf verschiedene Arten geschehen:

• Durch eine Differentialsperre. Sie kann manuell oder automatisch mit mechanischen, magnetischen, pneumatischen oder hydraulischen Mitteln aktiviert werden und sperrt durch das Blockieren der Differentialeinheit jegliche Ausgleichsbewegung zu 100 %. Es ergibt sich somit wieder eine starre Achse mit allen Vor- und Nachteilen. Der Einsatz einer solchen Traktionshilfe empfiehlt sich also vorzugsweise automatisiert und kurzfristig bei mangelnder Traktion eines Rads oder einer Achse. • Durch die Verwendung selbsttätig sperrender Differentiale, auch Ausgleichsgetriebe mit begrenztem Schlupf oder Sperrdifferential genannt. Dies sind Ausgleichsgetriebe mit absichtlich schwergängiger, behinderter Ausgleichsbewegung. Mit ihnen ist es möglich, auf ein Rad oder eine Achse auch dann

6.8 Endantriebe

233

ein Drehmoment zu übertragen, wenn das andere Rad oder die andere Achse infolge schlechter Bodenhaftung durchrutscht. Dabei geht zwangsläufig der Vorteil der giermomentenfreien Kraftübertragung verloren. Die freie Anpassung der Raddrehzahlen an die Weglängen der Fahrspur wird behindert. Die Achswellen werden wegen der Umverteilung des Moments höher belastet. Sperrdifferentiale werden unterteilt in last- bzw. momentabhängige und drehzahl- bzw. schlupfgesteuerte. Erstere sperren die freie Ausgleichsbewegung in Abhängigkeit vom eingeleiteten Moment, letztere in Abhängigkeit von der Differenzdrehzahl zweier von drei Wellen des Ausgleichsgetriebes.

• Mittels extern angesteuerten Differentialbremsen. Bei diesen prozessorgesteuerten und hydraulisch oder elektro-mechanisch betätigten Systemen wird in Abhängigkeit vom jeweiligen Fahrzustand ein normalerweise ungesperrtes oder nur schwach gesperrtes Differential in weiten Grenzen sperrbar, oft von 0 bis 100 %. Der Vorteil solcher Systeme liegt darin, dass die Steuerung die Höhe der Behinderung der Ausgleichsbewegung dem Fahrzustand anpassen kann. Negative Auswirkungen auf das Fahrverhalten in Situationen, in denen ein Sperrdifferential unnötigerweise sperrt, werden somit weitgehend vermieden. • Durch Kombinationen obiger Lösungen. 3/ Der Sperrwert Der Sperrwert S als konstruktiv charakteristische Auslegungsgröße stellt ein Maß für die Behinderung der Ausgleichsbewegung dar. Der Sperrwert für die Behinderung des Querausgleichs Squer ist wie folgt definiert:

S quer =

T − Tlinks Sperrmoment TB = rechts . Antriebsmoment T Tlinks + Trechts

(6.7)

Der Sperrwert für die Behinderung des Längsausgleichs Slängs ergibt sich analog zu S längs =

T − Thinten Sperrmoment TB = vorn . Antriebsmoment T Tvorn + Thinten

(6.8)

Definitionsgemäß liegt der Sperrwert S zwischen 0 und 1; er wird häufig auch von 0 –100 % angegeben. Ein Sperrwert von 0 % beschreibt ein verlustfreies, nicht sperrendes Differentialgetriebe, ein Wert von 100 % einen starren Durchtrieb. Bei Pkw mit Frontantrieb müssen die Sperrwerte wegen unerwünschter Rückwirkungen in der Lenkung niedrig gehalten werden (maximal 17 %). Die Sperrwerte von Sperrdifferentialen liegen bei Pkw mit Hinterradantrieb zwischen 25 % und 50 % und bei Nkw bis zu 75 %. Wird ein Sperrdifferential mit Fluidkupplung verwendet, erreicht der Sperrwert bei großen Drehzahldifferenzen und hoher thermischer Belastung, dem so genannten „Hump-Effekt“, bis zu 100 %.

234

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Zur Verdeutlichung des Sperrwerts: Bei einem Sperrdifferential mit S = 50 % können maximal 75 % des Antriebsmoments an das Rad mit dem höheren Kraftschlusspotential geleitet werden, mindestens 25 % gehen an das eher zum Durchdrehen neigende Rad. Die Differenz dieser beiden Werte beträgt S = 50 %, der Sperrwert ist sozusagen der „Umverteilungsbetrag“ bezogen auf das insgesamt übertragene Antriebsmoment, also Tlinks + Trechts. Anders formuliert: Je höher der Sperrwert, desto mehr Moment wird nicht vom Ausgleichsgetriebe verteilt, sondern als Brems- oder Sperrmoment TB über die Differentialbremse geleitet. Der Sperrwert ist damit auch ein Maß für die zwischen Differential und Differentialbremse stattfindende Leistungsverzweigung. Anhand eines Beispiels soll im Folgenden der begrenzte Einsatz des Sperrdifferentials als Traktionshilfe verdeutlicht werden. Betrachtet wird ein Fahrzeug auf einseitig glatter Fahrbahn mit µ links < µ rechts und einem Sperrdifferential mit dem Sperrwert Squer = 0,3. Mit dem linken Rad lassen sich maximal Tlinks = 25 Nm auf die Fahrbahn übertragen. Aus Gl. (6.7) folgt Trechts = Tlinks

1 + S quer 1 − S quer

.

(6.9)

Folglich lässt sich, unabhängig vom angebotenen Motormoment, auf das rechte Rad ein Moment von Trechts ≈ 46,4 Nm übertragen. Das gesamte übertragbare Moment beträgt nur T ≈ 71,4 Nm. Dieses Zahlenbeispiel zeigt die begrenzten Möglichkeiten des Sperrdifferentials, denn je nach Fahrwiderstand (Steigung, usw.) kann dies zu wenig Moment zur Fortbewegung sein. Differenziert muss man allerdings die Sperrwerte schlupf- und lastabhängiger Sperrdifferentiale betrachten: Ein rein lastabhängiges Selbstsperrdifferential besitzt einen festen, unveränderlichen Sperrwert. Dies bedeutet, dass unabhängig von der Höhe des Antriebsmoments immer der durch den Nennsperrwert festgelegte Prozentsatz des jeweiligen Antriebsmoments „umgeleitet“ wird. Ein rein schlupfabhängiges Sperrdifferential erzeugt in Abhängigkeit von der auftretenden Drehzahldifferenz ein vom Antriebsmoment unabhängiges Bremsmoment. Bei kleinen Antriebsmomenten stellen sich also höhere, bei großen Antriebsmomenten kleinere momentane Sperrwerte ein. Die Einflüsse solcher Sperrdifferentiale auf das Fahr- und Traktionsverhalten eines Fahrzeugs können also nur durch den Verlauf des ausschließlich von den auftretenden Differenzdrehzahlen abhängigen Bremsmoments gesteuert werden. Für Sperrdifferentiale und Selbstsperrdifferentiale existieren viele Bauarten und Funktionsprinzipien. Konstruktive Beispiele für einige dieser Bauarten werden in Abschn. 12.3.3 gegeben. Die wichtigsten heute eingesetzten sind • • • •

lastabhängiges Selbstsperrdifferential mit Lamellenkupplungen, lastabhängiges Selbstsperrdifferential mit Schneckenrädern, schlupfabhängiges Selbstsperrdifferential mit Fluidkupplung, elektronisch gesteuerte (automatische) Sperrdifferentiale mit druckbeaufschlagten Lamellenkupplungen und • Kurven-Selbstsperrdifferentiale.

6.8 Endantriebe

235

4/ Alternativen zu Selbstsperrdifferentialen

Selbstsperrdifferentiale können immer nur einen Kompromiss zwischen Traktions- und Fahrstabilitätsverbesserung einerseits und Nachteilen bei der Lenkwilligkeit sowie eventuellen Verspannungen des Antriebsstrangs andererseits darstellen. Hauptziel bei der Entwicklung weiterreichender Systeme ist daher, ein Differential immer nur dann zu sperren, wenn sich dies als absolut notwendig erweist. Durch den Einsatz prozessorgesteuerter Lamellenkupplungen kann das Antriebsmoment frei wählbar und bedarfsgerecht (ToD – Torque on Demand) zwischen den Achsen und ggf. den einzelnen Rädern verteilt werden. Damit sind die Fahrdynamik und das Fahrverhalten des Fahrzeugs gezielt beeinflussbar. Ein Beispiel eines derartigen, unter dem Begriff „Torque-Vectoring“ eingeführten Allradsystems ist in Abschn. 12.4 beschrieben. Ein wirtschaftlicher Weg, der ohne Eingriff ins Differential auskommt, ist der Bremseneingriff. Beginnt ein Rad durchzudrehen, wird es durch seine Betriebsbremse abgebremst, wodurch zwangsläufig mehr Moment über das serienmäßige Differential an das andere Rad geleitet wird. Dieses System bewirkt eine Verbesserung der Traktion beim An- und Kurvenfahren ohne Beeinträchtigung der Fahrstabilität, besonders auf Fahrbahnen mit stark unterschiedlichen Reibwerten für jedes Rad. 6.8.4 Verteilergetriebe

Wie im vorangegangenen Abschnitt erläutert, muss bei Fahrzeugen mit mehreren angetriebenen Achsen (Allrad-Pkw und -Nkw) die Motorleistung auf die einzelnen Antriebsachsen längsverteilt werden. Um mit der Gelenkwelle am Schaltgetriebe und ggf. am Motor vorbei zu kommen, ist ein Achsabstand zwischen der Eingangs- und den Ausgangswellen herzustellen. Nach ihrem Aufbau können Verteilergetriebe in fünf Gruppen gegliedert werden, Abb. 6.76.

Abb. 6.76. Einteilung der Verteilergetriebe nach ihrem Aufbau

236

6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Um größere Verspannungen im Triebstrang bei Kurvenfahrt zu vermeiden, kann eine starre Leistungsverteilung nur bei eng zusammenliegenden Achsen (Tandemachsen) verwendet werden. Bei Bedarf zuschaltbare Vorderachsantriebe (bzw. Hinterachsantriebe) sind bei Fahrzeugen im Einsatz, die den Allradantrieb nur zeitweise, bei schlechten Traktionsverhältnissen, benötigen. Die auftretenden Verspannungen werden durch den Reifenschlupf teilweise wieder abgebaut. Für Pkw und Nkw mit permanentem Allradantrieb kommen nur Verteilergetriebe mit Differential in Frage. Das Differential ermöglicht einen Drehzahlund Kräfteausgleich zwischen den Antriebsachsen. Mit einem Kegelraddifferential wird das Moment zu gleichen Teilen zu Vorder- und Hinterachsantrieb geleitet. Bei Stirnraddifferentialen ist die Verteilung ungleich. Gelände-Pkw und -Nkw werden auch mit Verteilergetrieben ausgerüstet, die eine Rangegruppe aufweisen. Im Verteilergetriebe kann zwischen Gelände- und Straßengang gewählt werden. Die hohe Drehmomentsteigerung des Geländegangs findet so erst nach dem Hauptgetriebe statt. Für schwere Nkw werden auch Hauptgetriebe mit integriertem Verteilergetriebe angeboten. Ausgeführte Konstruktionen von Verteilergetrieben sind in Abschn. 12.4 dargestellt und erläutert.

6.9 Nebenabtriebe Bei Nkw besteht oftmals Bedarf an Antriebsleistung für Nebenaggregate. Der Leistungsfluss kann entweder vollständig auf einen Nebenabtrieb umgeschaltet werden oder sich in einen Zweig Fahrzeugantrieb und einen Zweig Nebenabtrieb aufteilen. Häufige Nebenabtriebe sind beispielsweise: Wasser-, Schlamm- oder Hydraulikpumpen, Seilwinden, Feuerwehrleitern, Kranaufbauten oder Kehrmaschinen, siehe auch Abb. 11.18 sowie Abschn. 12.2.2, Ziffer 8/. Die Nebenabtriebe können in zwei Gruppen unterteilt werden: • Kupplungsabhängige Nebenabtriebe und • Motorabhängige Nebenabtriebe. 1/ Kupplungsabhängige Nebenabtriebe

Bei ihnen liegt die Leistungsverzweigung zum Nebenabtrieb hinter der Anfahrkupplung. Ein Leistungsfluss in den Nebenabtrieb findet nur bei geschlossener Anfahrkupplung statt. Sie werden z. B. durch eine Klauenkupplung an die Vorgelegewelle des Hauptgetriebes angekuppelt. Die kupplungsabhängigen Nebenabtriebe können bei stehendem (Gangstellung: Leerlauf) und fahrendem Fahrzeug betrieben werden. Da sie mit der Vorgelegewelle verbunden sind, beanspruchen sie das Getriebe und insbesondere hierbei die Synchronisierungen zusätzlich. Der Abtrieb kann in axialer Verlängerung der Vorgelegewelle, Abb. 6.77, Variante 1 oder über eine zusätzliche Zahnradstufe an anderer Stelle des Getriebegehäuses erfolgen, Abb. 6.77, Variante 2.

6.9 Nebenabtriebe

237

Abb. 6.77. Kupplungsabhängiger Nebenabtrieb

2/ Motorabhängige Nebenabtriebe

Der Abtrieb liegt hier, vom Leistungsfluss her betrachtet, auf der Motorseite der Kupplung, Abb. 6.78. Konstruktiv wird dies mittels einer Hohlwelle realisiert, durch die die Antriebswelle des Hauptgetriebes geführt wird. Der Nebenabtrieb ist damit vom Kraftschluss der Fahrkupplung unabhängig. Da sein Leistungsfluss auch nicht über das Hauptgetriebe geht, kann mit einem motorabhängigen Nebenabtrieb ein sehr viel größerer Leistungsdurchfluss erzielt werden als mit einem kupplungsabhängigen. Prinzipiell kann der Abtrieb ebenfalls bei stehendem oder fahrendem Fahrzeug erfolgen.

Abb. 6.78. Motorabhängiger Nebenabtrieb

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Zahnradberechnung: weltweit genormt – viel Empirie, etwas Theorie Das erklärte Ziel dieses Buchs ist es, den Entwicklungsprozess für Fahrzeuggetriebe in seiner Gesamtheit darzustellen. In den Kapiteln 3 bis 5 wurde gezeigt, wie die Übersetzungen – als Eckdaten des Getriebes – gewählt werden. In Kapitel 6 wurden dann konstruktive Grundkonzepte vorgestellt. In den nun folgenden Kapiteln 7 bis 11 wird die Auslegung und Gestaltung wichtiger Bauteile behandelt. Es werden dabei nicht hochentwickelte Berechnungsverfahren wie z.B. die Zahnradberechnung nach DIN 3990 vorgestellt, sondern es wird versucht, das Grundsätzliche der Berechnungsmethodik und die Berechnungsabläufe darzustellen. Dem Konstrukteur soll ein Werkzeug bereitgestellt werden, „von Hand“ wichtige Getriebebauteile schnell auslegen zu können. Ein solches Vorgehen wird beispielsweise bei Feasibility-(Machbarkeits-)Studien verlangt, bei denen es darum geht, schnell einen Entwurf zu erstellen. Zu diesem Zweck sind in den nachfolgenden Kapiteln an geeigneten Stellen auch immer wieder „Flussdiagramme“ mit Handrechenalgorithmen dargestellt. Der weitaus größte Anteil der Fahrzeuggetriebe sind Zahnradgetriebe. Sie bieten bei der Wandlung von Drehzahlen und Drehmomenten nach wie vor die höchste Leistungsdichte und den besten Wirkungsgrad. Meist erfolgt die Übertragung zwischen parallelen Wellen. Dazu werden gerad- bzw. vorwiegend schrägverzahnte Stirnräder eingesetzt. In Abschn. 2.4 „Elementare Leistungsmerkmale von Fahrzeuggetrieben“ wurde bereits auf Achsabstand, Getriebemasse (maßgeblich bestimmt durch die Zahnbreite), Lebensdauer und Geräusche eingegangen. Nachfolgend werden zu diesen Punkten Berechnungsformeln und im Falle der Getriebegeräusche auch Maßnahmen zu deren Minderung gezeigt.

7.1 Leistungsgrenzen und Berechnung von Zahnrädern Ausgangspunkt der Auslegungsrechnung von Zahnrädern sind deren Leistungsgrenzen, sprich Ausfallursachen, sowie Geräuschaspekte und Lagerkräfte. Die Leistungsgrenze eines Zahnradpaars kann grundsätzlich durch vier unterschiedliche Schadensarten bestimmt sein: • • • •

Zahnbruch, Grübchenbildung (Makropitting), Graufleckigkeit (Mikropitting), Fressen (Warmfressen, scuffing) und Verschleiß.

7.1 Leistungsgrenzen und Berechnung von Zahnrädern

239

Abb. 7.1. Tragfähigkeitsgrenzen (Grenzdrehmoment) von einsatzgehärteten Zahnrädern und additivierten Schmierstoffen

Diese Schadensarten begrenzen die Tragfähigkeit der Zahnräder, Abb. 7.1. Die oben aufgeführten Leistungsgrenzen werden wesentlich beeinflusst durch: • Betriebsbedingungen (Art der Belastung, Zahnkräfte und Zusatzkräfte, Umfangsgeschwindigkeit, Temperatur), • Werkstoffauswahl, • Verzahnungsgeometrie, • Herstellungsgenauigkeit, • Oberflächenbehandlung und Oberflächenrauheit und • Schmierstoffauswahl (chemische und physikalische Eigenschaften).

Abb. 7.2. Spröder Gewaltbruch an einem schrägverzahnten Stirnrad [7.40]

240

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Abb. 7.3. Schwingbruch an einem geradverzahnten Stirnrad [7.40]

7.1.1 Schadensarten und ihre Ursachen 1/ Zahnbruch Beim Zahnbruch kommt es zum Ausbrechen ganzer Zähne oder Teilen davon. Man unterscheidet je nach Ursache den Gewaltbruch und den Schwingbruch (Dauerbruch). Der Gewaltbruch ist die Folge einer kurzzeitigen, starken Überlastung des Zahnradpaars. Abbildung 7.2 zeigt einen Gewaltbruch. Ein Zahn eines Rades unterliegt im Normalfall einer schwellenden Belastung. Eine Ausnahme bilden Zwischenräder. Hier tritt wechselnde Belastung auf. Die maximale Biegespannung entsteht im Zahnfußbereich. Liegt die Beanspruchungshöhe häufig oder zeitweise über der Schwingfestigkeit des Zahnrads, kann dies zu Schwing- oder Dauerbruch führen. Die Schwingfestigkeit des Zahnrads wird in hohem Maße durch die Zahnfußgestaltung, die Oberflächenrauheit, die Oberflächenverfestigung in der Zahnfußausrundung und die Wärmebehandlung beeinflusst. Abbildung 7.3 zeigt den Schwingbruch an einem geradverzahnten Stirnrad. 2/ Grübchenbildung (Makropitting) Eine Schädigung der Zahnflanke durch Grübchen äußert sich im Auftreten von Poren und flächigen Flankenausbrüchen, meist unterhalb des Wälzkreises. Es ist eine Ermüdungserscheinung des Werkstoffs an den Zahnflanken. Als Ursachen sind je nach Annahme Oberflächenrisse infolge von Gleit-Wälzbeanspruchung oder Anrisse infolge hoher Schubspannungen unterhalb der Zahnflankenoberfläche zu sehen. Zur Beurteilung der Grübchentragfähigkeit wird grundsätzlich die Hertzsche Pressung benutzt, die als Grundlage zur Berechnung der Flankenpressung dient. Sie ist eine wichtige Kenngröße für die Beanspruchung beim Eingriff der Zahnflanken. Sie ist aber ebenso wenig die alleinige Ursache für die Grübchenbildung wie die entsprechende, unter der Oberfläche auftretende Schubspannung [7.5].

7.1 Leistungsgrenzen und Berechnung von Zahnrädern

241

Abb. 7.4. Grübchenbildung mit Zahnkopfbruch infolge Flankenermüdung [7.40]

Grübchen treten nur bei geschmierten Getrieben auf. Die Grübchenfestigkeit wird durch Härte, Ölviskosität, Öltemperatur, spezifisches Gleiten, Flankenformfehler, Oberflächenrauheit und Umfangsgeschwindigkeit beeinflusst. Ein Grübchenfeld mit Ausbrüchen unterschiedlicher Größe ist in Abb. 7.4 zu sehen. 3/ Graufleckigkeit (Mikropitting) Bei Graufleckigkeit zeigt die gelaufene Flanke bei Betrachtung mit dem Auge graue Zonen. Erst bei Betrachtung mit dem Rasterelektronenmikroskop ist zu erkennen, dass es sich um feine ermüdungsbedingte Ausbrüche der Oberfläche handelt, Abb. 7.5. Die Graufleckigkeit wird durch die Ölviskosität, Öladditivierung und die Oberflächenstruktur der Flanke beeinflusst. In der Regel bewirkt sie keinen Ausfall der Verzahnung, fortschreitender Materialabtrag der Flanke kann jedoch zur Verschlechterung des Übertragungsverhaltens (Geräusch) führen.

Abb. 7.5. REM-Aufnahme einer Graufleckenzone. Schuppenartige Ausbrüche auf der Oberfläche [7.18]

242

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

4/ Fressen (Warmfressen, scuffing) Beim Versagen der Zahnflankenschmierung können je nach Umfangsgeschwindigkeit zwei Versagensarten unterschieden werden: Verschleiß (Kaltfressen) und Fressen (Warmfressen). Verschleiß tritt meist bei niedrigen Umfangsgeschwindigkeiten unter 5 m/s und ungeeigneten Schmierstoffen auf. Es ist eine reine Verschleißerscheinung und bei Fahrzeuggetrieben selten anzutreffen. Beim Warmfressen wird der Schmierfilm infolge hoher Temperatur oder durch zu hohe Belastung zerstört. Dadurch kommt es zu metallischer Berührung, örtlichem Verschweißen und wieder Lostrennen der Zahnflanken. So entstehen Schadensbilder wie das in Abb. 7.6 dargestellte. Hierfür sind nicht nur physikalische, sondern insbesondere auch chemische Vorgänge maßgebend. Die physikalischen Phänomene sind durch die elasto-hydrodynamische Schmiertheorie beschreibbar. Die chemischen Vorgänge, die sich in dünnsten Schichten und unter sehr hohen Drücken abspielen, sind sehr komplex [7.26]. Deshalb sind quasi zwei Arten von Schmierfilmen zu unterscheiden: der elasto-hydrodynamische Schmierfilm und der chemische Schutzfilm, der aus den chemischen Reaktionen des Randzonenwerkstoffs und der Additive entsteht. Siehe zu diesem Themengebiet auch Abschn. 11.2 „Schmierung von Getrieben, Getriebeschmierstoffe“. Man unterscheidet zwei Stufen des Fressens: • Riefenbildung: In Gleitrichtung der Zahnflanken treten schwache bis starke Riefen einzeln und in Zonen auf. Typisch für legierte Öle und Umfangsgeschwindigkeiten < 30 m/s und • Fresser: Sie treten als einzelne feine Striche (Fressstriche), als zusammenhängende Felder (starke Fresser) oder als Zonen über die ganze Zahnbreite auf (Fresszonen). Hauptmerkmal der Fressgebiete ist ein mattes Aussehen. Typisch für unlegierte und legierte Öle bei Umfangsgeschwindigkeiten > 30 m/s. Für den Fressvorgang ist die Erwärmung der Zahnräder von entscheidender Bedeutung. Die maßgebende Temperatur ist dabei die „Zahnflanken-Dauertemperatur“ (Zahnmassentemperatur). Das ist die Temperatur, der die Zahnflanke dauernd, also auch wenn sie sich nicht im Eingriff befindet, ausgesetzt ist.

Abb. 7.6. Fresser über der gesamten Tragbildbreite eines geradverzahnten Stirnrads [7.40]

7.1 Leistungsgrenzen und Berechnung von Zahnrädern

243

Zahnräder laufen häufiger im Gebiet der Mischreibung. Der Anteil der hydrodynamischen Schmierung längs der Eingriffsstrecke ist jedoch hoch. Bei eingelaufenen Rädern und Umfangsgeschwindigkeiten über 4 m/s liegt er selbst bei hohen Belastungen über 60 %, oft sogar bei 80–95 % [7.25], siehe auch Abb. 11.7. Der Fressvorgang wird von einem Zusammenbruch des chemischen Schutzfilms an der Zahnflanke eingeleitet. Die Festigkeit dieses Schutzfilms hängt von der Höhe der Zahnflankentemperatur ab. Für die Beanspruchung des chemischen Schutzfilms ist die Hertzsche Pressung maßgebend. Größere Schmierfilmdicken, erzeugt durch eine höhere Viskosität des Schmierstoffs, können Fresserscheinungen unterbinden. Von besonderer Bedeutung sind jedoch die tragfähigkeitssteigernden EP-(Extreme Pressure-)Zusätze im Öl. Zahnräder für Fahrzeuggetriebe werden heute fast ausnahmslos so ausgelegt, dass die Leistungsgrenze „Grübchenbildung“ maßgebend ist. Durch mittlerweile genaue Lastannahmen können Modul und Zahnbreite so gewählt werden, dass Zahnbruch als besonders gravierender Schaden – das Getriebe fällt sofort aus – unbedingt vermieden wird. Der Fressverschleiß wird durch Einsatz eines entsprechend legierten Getriebeöls verhindert. Grundsätzlich werden die Zahnräder einsatzgehärtet. Ausnahmen bilden Hohlräder und Planetenräder von Pkw-Planetengetrieben. Diese werden teilweise carbonitriert. Aus Kostengründen werden die Zahnräder häufig geschabt und evtl. nach dem Härten gehont, besonders geräuscharme Getriebe werden mit geschliffenen Zahnrädern ausgeführt. Korrekturen in Form von Höhen- und Breitenballigkeit bzw. Kopf- und Fußrücknahmen sowie Flankenlinienwinkelkorrekturen sind heute Stand der Technik. Zu Herstellverfahren siehe auch Abschn. 16.3. Nachfolgend werden die Berechnungsansätze für Zahnbruch, Grübchen und Fressen nach DIN 3990 in groben Zügen vorgestellt. Aufbauend auf der Berechnung der Grübchentragfähigkeit wird dann in Abschn. 7.2 und 7.3 ein Vorgehen zur überschlägigen Bestimmung des Achsabstands und der Zahnbreiten gezeigt. Die Berechnung eines Bauteils oder einer Baugruppe erfolgt konventionell in drei Schritten. Als erstes wird eine Entwurfsberechnung durchgeführt, bei der alle Hauptabmessungen festgelegt werden. Hierbei ist die richtige Wahl des Sicherheitsfaktors von großer Bedeutung. Nach der Dimensionierung kann die genauere Nachrechnung für einen bestimmten Lastfall durchgeführt werden. Den letzten Schritt bildet eine Betriebsfestigkeitsberechnung, bei der das tatsächlich wirkende Lastkollektiv berücksichtigt wird. Nach neueren Verfahren wird heute im Fahrzeuggetriebebau wie folgt vorgegangen [7.2]: Für die einzelnen Gänge ergeben sich je nach Route, Fahrzeug und Fahrer unterschiedliche Beanspruchungen. Für einen umfassenden Einsatz muss das Getriebe so ausgelegt sein, dass für alle Gänge auf allen Strecken immer ausreichende Lebensdauer vorliegt. D.h. das Getriebe bzw. die einzelnen Gänge müssen die jeweils ungünstigsten oder statistisch relevanten Beanspruchungen ertragen. Für diese Beanspruchungen wird auch das Prüfkollektiv zur Erprobung des Getriebes ausgelegt. Im Allgemeinen wird die Prüfzeit eines Einstufenkollektives für einsatzgehärtete Zahnräder durch die Wöhlerlinie für Grübchenbildung (Pitting) bestimmt.

244

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Abb. 7.7. Ermittlung der Schädigung D mit Hilfe des Lastkollektivs nach [7.2]

In Abb. 7.7 ist ferner die besondere Auslegungsstrategie exemplarisch erläutert: Wird die Schädigung D für ein bestimmtes Gangkollektiv berechnet, so kann mit der entsprechenden Wöhlerlinie die zulässige Grenzspannung bzw. -pressung berechnet werden. Dafür ist eine geeignete Verzahnung auszulegen. Somit kann eine genau auf das Kollektiv abgestimmte, gewichtsoptimale Verzahnung ausgelegt werden und dies im Sinne kurzer Entwicklungszeiten, ohne Iterationsschleifen.

Abb. 7.8. Biegespannung am Zahnfuß bei Kraftangriff am Zahnkopf

7.1 Leistungsgrenzen und Berechnung von Zahnrädern

245

7.1.2 Berechnung der Zahnfußtragfähigkeit Zur Berechnung der Zahnfußtragfähigkeit wird die maximale (örtliche) Spannung des Zahnfußbereichs zugrunde gelegt. Der Zahn ist am stärksten gefährdet, wenn die längs der Eingriffslinie wirkende Normalkraft Fn (mit ihren Komponenten Fr und Ft) am Kopf bzw. äußeren Einzeleingriffspunkt eines Zahns angreift, Abb. 7.8 (siehe dazu auch Abb. 8.7 „Kräfteverhältnisse an den Zahnflanken“). Die Zahnkräfte rufen Druck-, Biege- und Schubspannungen hervor. Untersuchungen haben gezeigt, dass im Allgemeinen die Biegespannung die für die Berechnung maßgebende Spannung ist (σv ≈ σb). Der der Biegespannung zugrunde gelegte Querschnitt des Zahns ergibt sich als Produkt aus Zahnbreite b und Zahnfußdickensehne sFn. Die Zahnfußdickensehne sFn ist durch zwei unter 30° geneigte Tangenten an die Zahnfußrundung bestimmt. In DIN 3990 [7.5] wird die auftretende Zahnfußspannung σF aus einem Nennwert multipliziert mit verschiedenen Einflussfaktoren ermittelt

σF =

Ft YFa YSa Yε Yβ K A K V K Fβ K Fα . b mn

(7.2)

In Gl. (7.2) bedeuten: Ft Nennumfangskraft am Teilkreis in N, b Zahnbreite in mm, mn Normalmodul in mm, YFa Formfaktor nach DIN 3990, Teil 3, Seite 13, YSa Spannungskorrekturfaktor (Kerbformzahl) DIN 3990, Teil 3, Seite 2, Yε Überdeckungsfaktor nach DIN 3990, Teil 3, Seite 38, Yβ Schrägungsfaktor nach DIN 3990, Teil 3, Seite 39, KA Anwendungsfaktor, KV Dynamikfaktor nach DIN 3990, Teil 1, Seite 16–17, KFβ Breitenfaktor nach DIN 3990, Teil 1, Seite 19 und KFα Stirnfaktor nach DIN 3990, Teil 1, Seite 45. Die zulässige Zahnfußfestigkeit σFG bestimmt sich nach DIN 3990 zu

σ FG = σ F,lim YST YNT Yδ,relT YX .

(7.3)

Hierbei bedeuten: σF,lim Zahnfußdauerfestigkeitswert nach DIN 3990, Teil 5, Seite 4–10, YST Spannungskorrekturfaktor nach DIN 3990, Teil 3, Seite 4, YNT Lebensdauerfaktor nach DIN 3990, Teil 3, Seite 40, Yδ,relT Relative Stützziffer ( = f(YSa) ) nach DIN 3990, Teil 3, Seite 44, YX Größenfaktor Zahnfuß nach DIN 3990, Teil 3, Seite 50. Der Quotient aus Zahnfußfestigkeit σFG und vorhandener Zahnfußspannung σF bildet den Sicherheitsfaktor SF

SF =

σ FG . σF

(7.4)

246

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Abb. 7.9. Beanspruchungen an der Zahnflanke

7.1.3 Berechnung der Grübchentragfähigkeit Die Grundlage zur Berechnung der „Grübchenbildung“ sind die von Hertz entwickelten Gleichungen zur Berechnung der Pressung zweier zylindrischer Walzen, Abb. 7.9. Werden zwei Walzen, die sich längs ihrer gemeinsamen Mantellinie berühren, durch die Normalkraft Fn belastet, so erfahren sie an der Berührungslinie eine Abplattung. Die Pressung besitzt eine ungleichmäßige Druckverteilung mit einem Maximum in der Mitte der Abplattungsfläche. Die Hertzsche Gleichung der Walzenpressung gilt nur für rein elastische Verformung und ruhende Walzen. Die wirklichen Pressungsverhältnisse am Zahn werden mit Gl. (7.5) aus Abb. 7.9 nur annähernd erfasst. Die Sicherheit gegenüber Grübchenbildung ergibt sich nach DIN 3990 [7.5] als Quotient aus der ertragbaren Flankenpressung σHG und der vorhandenen Hertzschen Pressung σH. Beide Größen werden wiederum aus einem Nennwert und den entsprechenden Einflussfaktoren ermittelt

σ H = Z B/D Z H Z E Z ε Z β

Ft (u + 1) d1 b u

K A K V K Hβ K Hα .

(7.6)

In Gl. (7.6) bedeuten: ZB/D Einzeleingriffsfaktor für Ritzel ZB u. Rad ZD DIN 3390, Teil 2, S. 8, ZH Zonenfaktor nach DIN 3990, Teil 2, Seite 6, ZE Elastizitätsfaktor nach DIN 3990, Teil 2, Seite 8, Zε Überdeckungsfaktor nach DIN 3990, Teil 2, Seite 8, Zβ Schrägungsfaktor nach DIN 3990, Teil 2, Seite 10,

7.1 Leistungsgrenzen und Berechnung von Zahnrädern

Ft b d1 u KA KV KHβ KHα

247

Nennumfangskraft in N/mm2, Überdeckende Zahnbreite in mm, Teilkreisdurchmesser des Ritzels (Kleinrad) in mm, Zähnezahlverhältnis z2/z1; | z2/z1 | ≥ 1, Anwendungsfaktor nach DIN 3990, Teil 1, Seite 55, Dynamikfaktor nach DIN 3990, Teil 1, Seite 16–17, Breitenfaktor für Flankenpressung nach DIN 3990, Teil 1, Seite 19, Stirnfaktor nach DIN 3990, Teil 1, Seite 45.

Die Grübchen-Grenzfestigkeit σHG bestimmt sich zu

σ HG = σ H,lim Z NT Z L Z R Z V Z W Z X .

(7.7)

Dabei bedeuten in Gl. (7.7): σH,lim Dauerfestigkeitswert nach DIN 3990, Teil 5, Seite 4–9, ZNT Lebensdauerfaktor nach DIN 3990, Teil 2, Seite 11–12, ZL Schmierstofffaktor nach DIN 3990, Teil 2, Seite 13, ZR Rauheitsfaktor nach DIN 3990, Teil 2, Seite 15, ZV Geschwindigkeitsfaktor nach DIN 3990, Teil 2, Seite 14, ZW Werkstoffpaarungsfaktor nach DIN 3990, Teil 2, Seite 16, ZX Größenfaktor für Flankenpressung nach DIN 3990, Teil 2, Seite 1. Der rechnerische Sicherheitsfaktor für die Flankenpressung (gegen Grübchenbildung) bestimmt sich danach aus den Gln. (7.6) und (7.7) zu

SH =

σ HG . σH

(7.8)

7.1.4 Berechnung der Fresstragfähigkeit Basierend auf der Hypothese, dass hohe Oberflächentemperaturen, hervorgerufen durch hohe Belastungen und hohe Gleitgeschwindigkeiten, ein Zusammenbrechen des Schmierfilms bewirken, werden in der DIN 3990 zwei Berechnungsverfahren angeboten: • Blitz-Temperatur-Methode: Sie beschreibt eine veränderliche, örtliche Kontakttemperatur über der Eingriffsstrecke. • Integral-Temperatur-Methode: Sie gibt einen gewichteten Mittelwert der Oberflächentemperatur entlang der Eingriffsstrecke an. Zur Berechnung sei hier auf die DIN 3990 verwiesen bzw. bzgl. spezieller Betrachtungen bei Fahrzeuggetrieben, s. [7.19]. Die zulässige Grenztemperatur wird für den verwendeten Schmierstoff in einem genormten Fresstest nach DIN ISO 14635 [7.9] ermittelt. Die Fresssicherheit ist als Temperatursicherheit definiert und bestimmt sich aus dem Verhältnis von zulässiger Integral- bzw. Blitztemperatur zur auftretenden Temperatur.

248

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

7.2 Überschlägige Berechnung des Achsabstands Der Achsabstand ist neben der Zahnbreite die bestimmende Größe bei Fahrzeuggetrieben. Für die Auslegung des Zahnradgetriebes ist es wichtig, diese Größe zu Beginn überschlägig zu ermitteln. Grübchenbildung ist die maßgebende Leistungsgrenze. Um eine Berechnungsgleichung für den Achsabstand a zu erhalten, geht man deshalb von der Hertzschen Pressung am Wälzkreis σH Gl. (7.6) aus σ H = Z B/D σ H0

K A K V K Hβ K Hα .

(7.9)

Mit dem Grundwert der Flankenpressung σH0 σ H0 = Z H Z E Z ε Z β

Ft (u + 1) , d1 b u

(7.10)

dem zu übertragenden Moment an der Ritzelwelle T1

T1 =

Ft d1 2

(7.11)

und dem Zahnbreite-Durchmesser-Verhältnis b/d1 erhält man σ H = Z B/D Z H Z E Z ε Z β

2 T1 (u + 1) b d13 u d1

K A K V K Hβ K Hα .

(7.12)

Ersetzt man in Gl. (7.12) den Durchmesser d1 durch d1 =

2a , 1+ u

(7.13)

setzt für die Flankenpressung σH die zulässige Pressung σH,zul ein σ H,zul =

σ H,lim Z NT Z L Z R Z V Z W Z X

(7.14)

SH

und löst nach dem Achsabstand a auf, so ergibt sich a=

3

T1 (u + 1) 4 b 4 u d1

3

(Z B/D Z H Z E Z ε Z β S H ) 2

(σ H,lim Z NT Z L Z R Z V Z W Z X ) 2

3

K A K V K Hβ K Hα .

(7.15)

7.2 Überschlägige Berechnung des Achsabstands

249

Abb. 7.10. Zahnbreite-Durchmesser-Verhältnis b/d1 ausgeführter 5- und 6-Gang-Pkwund Nkw-Schaltgetriebe

Der überschlägige Entwurf erfolgt für den Gang mit der höchsten Drehmomentsteigerung. Für das Zahnbreite-Durchmesser-Verhältnis b/d1 ist ein in der Praxis gebräuchlicher Wert zu setzen. Um ungleiches Breitentragen zu minimieren, wird dieses Verhältnis in den einzelnen Gängen unterschiedlich gewählt. Eine Auswertung ausgeführter Fahrzeuggetriebe bezüglich des Verhältnisses b/d1 zeigt Abb. 7.10. Für die einzelnen Faktoren aus Gl. (7.15) sind beim überschlägigen Entwurf folgende Werte einzusetzen: b/d1 = 0,65, KA = 0,65 für Pkw nach DIN 3990, Teil 41, Seite 28, KA = 0,85 für Lkw nach DIN 3990, Teil 41, Seite 28, KV, KHα, KHβ = 1, ZH = 2,25 ( für αn ≈ 20°, β ≈ 15°, (x1+x2) / (z1+z2) ≈ 0,015 ), ZB/D = 1, ZE

=

0 ,175 E = 189,8 N/mm 2 für Stahl/Stahl,

Zε = 0,95, Zβ = 0,95, ZNT, ZL, ZR, ZV, ZW, ZX = 1, σH,lim = 1800 N/mm2 DIN 3990, Teil 41, Seite 29 (Werkstoff 16MnCr5), SH = 1,2.

Für die Berechnung des Achsabstands bei geschaltetem ersten Gang ergibt sich damit folgende Näherungsgleichung (Achsabstand a in mm; Drehmoment T1 in Nmm)

250

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Abb. 7.11. Vergleich berechneter und ausgeführter Achsabstände von Fahrzeuggetrieben

a = Ka

3

T1 (u + 1) 4 . u

(7.16)

Ka = 0,255 für Pkw, Ka = 0,278 für Lkw, T1 Drehmoment an der Welle, auf der sich das Ritzel (Kleinrad) des ersten Gangs befindet. Z.B. bei einem zweistufigen Vorgelegegetriebe ist T1 = iK TG, mit iK Konstantenübersetzung; TG Getriebeeingangsmoment, u Zähnezahlverhältnis des Radpaars des 1. Gangs, | u | ≥ 1.

Einen Vergleich des nach Gl. (7.16) berechneten Achsabstands mit dem ausgeführter Getriebe zeigt Abb. 7.11.

7.3 Überschlägige Berechnung der Zahnbreiten Nach der überschlägigen Berechnung des Achsabstands kann aus Gl. (7.13) der Ritzeldurchmesser d1 und mit dem gegebenen Übersetzungsverhältnis der Raddurchmesser d2 bestimmt werden. Die Zahnbreite b1,1 des Ritzels (Kleinrad) des ersten Gangs berechnet sich dabei aus dem vorgewählten Zahnbreite-Durchmesser-Verhältnis von 0,65 zu b1,1 = 0,65 d 1,1 .

(7.17)

7.4 Betriebsfestigkeit und Lebensdauer

251

Tabelle 7.1. Dauer- bzw. Zeitfestigkeitswert σ H,lim, Zahnbreitekonstante Kb Gang σH,lim [N/mm2] Zahnbreitenkonstante Kb

1. Gang 1800

2. Gang 1600

–

Pkw

Lkw

0,108622

0,142044

Weitere Gänge / Konstante 1500 Pkw Lkw 0,123588

0,161614

Für alle weiteren Gänge n = 2, ..., z ergibt sich durch Gleichsetzen von Gl. (7.12) mit Gl. (7.14) die erforderliche Zahnbreite b1,n des Ritzels zu

(

b1,n = Z B/D Z H Z E Z ε Z β

)2

2 T1 (u n + 1) S H2 K A K V K Hβ K Hα

2 2 d1,2n u n σ H, lim (Z NT Z L Z R Z V Z W Z X )

.

(7.18)

Mit den nach Abschn. 7.2 für den Entwurf festgelegten Faktoren erhält man folgende vereinfachte Berechnungsgleichung (T1 in Nmm; d1,n in mm; b1,n in mm) b1,n = 427.800 K A

T1 (u n + 1) 2 d1,2n u n σ H, lim

,

(7.19)

wobei der Dauerfestigkeitswert σH,lim nach Tabelle 7.1 angenommen wird und für den Anwendungsfaktor KA = 0,65 (Pkw) bzw. KA = 0,85 (Lkw) eingesetzt wird. Mit Gl. (7.19) und den Werten aus Tabelle 7.1 können die Ritzelzahnbreiten b1,n für den zweiten Gang und die weiteren Gänge nach folgender Zahlenwertgleichung berechnet werden (T1 in Nmm; d1,n in mm; b1,n in mm) b1, n = K b

T1 (u n + 1) . d1,2 n u n

(7.20)

Kb gemäß Tabelle 7.1, T1 Drehmoment an der Welle, auf der sich das Ritzel (Kleinrad) befindet. Z.B. bei einem zweistufigen koaxialen Vorgelegegetriebe: Fall 1: Konstante: T1 = TG; Fall 2: Kleinrad auf Vorgelegewelle: T1 = iK TG; Fall 3: Kleinrad auf Hauptwelle (iGang < 1): T1 = iK iP TG; iK Konstante; iP Radpaar; TG Getriebeeingangsmoment, un Zähnezahlverhältnis des Radpaars des n. Gangs, |u| ≥ 1.

7.4 Betriebsfestigkeit und Lebensdauer Ziel einer betriebsfesten Auslegung von Fahrzeuggetrieben ist es, diese, entsprechend ihrer im Einsatz zu erwartenden Belastung, für eine bestimmte Nutzungsdauer zuverlässig zu bemessen. Als Randbedingung ist die Wirtschaftlichkeit über die gesamte Nutzungsdauer zu berücksichtigen. Dies erfordert eine möglichst hohe festigkeitsmäßige Ausnutzung des Werkstoffs, verbunden mit niederen Herstell- und Betriebskosten.

252

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Abb. 7.12. Zeitanteile für die einzelnen Gänge eines 5-Gang-Pkw- und eines 8-Gang-NkwGetriebes bei Fahrten auf bergiger Landstraße (Beispiel)

Die Lebensdauer eines Fahrzeuggetriebes ist abhängig von der Lebensdauer der einzelnen Bauteile und deren Zusammenwirken. Als Besonderheit muss bei gestuften Fahrzeuggetrieben, bei denen die jeweiligen Gangräder mit unterschiedlichen Zeitanteilen am Leistungsfluss beteiligt sind, Abb. 7.12, deren individuelle Nutzungs- bzw. Lebensdauer anteilig berücksichtigt werden. Die Belastung und folglich die Beanspruchung und Lebensdauer der Bauteile eines Fahrzeuggetriebes sind im Wesentlichen vom Fahrer, dem Fahrzeug und der Fahrstrecke abhängig. Über der Zeit betrachtet, ergeben sich damit individuelle variable Beanspruchungsverläufe. Im Ergebnis führen diese zu unterschiedlichen Zeitpunkten zu Verschleiß- und Ermüdungsausfällen. Die Vorhersage der entsprechenden Lebensdauer ist Thema der Betriebsfestigkeit [7.4].

Abb. 7.13. Notwendige Komponenten für eine Betriebsfestigkeitsberechnung

7.4 Betriebsfestigkeit und Lebensdauer

253

Abb. 7.14. Verschiedene Wege zur Ermittlung der Bauteillebensdauer. Im Gegensatz zur Wöhlerlinie, die im Einstufen-Versuch ermittelt wird, liegt der Lebensdauerlinie ein Lastkollektiv zugrunde [7.15].

Will man die Lebensdauer eines Bauteils quantitativ abschätzen, so muss man die Beanspruchung der Beanspruchbarkeit gegenüberstellen. Dies kann auf zwei verschiedene Arten erfolgen: rechnerisch unter Verwendung von so genannten Schadensakkumulationshypothesen oder experimentell in Form von Versuchen.

254

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Eine rechnerische Lebensdauerschätzung lässt sich nur bei so genannten ABauteilen durchführen, wie sie in Abschn. 17.2.2 „Qualitative Zuverlässigkeitsanalyse“ definiert sind. In Abb. 7.13 ist die prinzipielle Vorgehensweise dargestellt. In die Berechnung gehen als Eingangsgrößen die Beanspruchung in Form von Lastkollektiven sowie die Beanspruchbarkeit in Form von Wöhlerlinien ein. Da die Wöhlerlinien üblicherweise bei einem konstanten Verhältnis von Unter- zu Oberspannung, d.h. einem festen Spannungsverhältnis R, ermittelt werden, müssen diese, bei Beanspruchungsverläufen mit variablen Spannungsverhältnissen R, auf schädigungsgleiche Schwingspiele mit dem Spannungsverhältnis R der Wöhlerlinie transformiert werden [7.15, 7.24]. Die Schädigungstheorie geht von der Annahme aus, dass mit der Zunahme der Belastungszyklen eine fortschreitende Schädigung des Bauteils verbunden ist. Bei der Schadensakkumulation wird jedem Lastspiel ein definierter Lebensdauerverbrauch zugeordnet. Ist der Lebensdauervorrat des Bauteils aufgebraucht, so fällt es aus, d.h. seine Lebensdauer ist erreicht. Wegen der statistischen Streuung der Eingangsdaten, der mit der Übertragung von Wöhlerlinien auf Bauteile anderer Geometrie unter anderen Lastverhältnissen bedingten Abweichungen sowie den mit der Schadensakkumulation verbundenen Unschärfen bezeichnet man den Prozess der rechnerischen Lebensdauervorhersage und das Ergebnis als Lebensdauerabschätzung. Der experimentelle Nachweis der Betriebsfestigkeit der Bauteile und der Fahrzeuggetriebe erfolgt auf Prüfmaschinen und Getriebeprüfständen im Labor, die in Abschn. 17.3 „Erprobung zur Sicherstellung der Zuverlässigkeit“ vorgestellt werden. Am aufwändigsten, aber realitätsnaher, sind Fahrversuche auf Teststrecken. In Abb. 7.14 ist die Lebensdauerermittlung auf dem Prüfstand parallel zur rechnerischen dargestellt. Ausgangsinformation ist der Beanspruchungsverlauf, der klassiert oder unmittelbar zur Steuerung des Prüfstands verwendet wird. Häufig wird das Prüfprogramm durch Rücktransformation der Bauteilbelastung aus dem Häufigkeitsbereich in den Zeitbereich gewonnen. Dabei lassen sich durch Raffung die Lastschwingspielzahlen und als Folge die Prüfzeiten reduzieren. Die ursprüngliche Schädigungswirkung muss erhalten bleiben und das Stufenprogramm in den Prüfblöcken genügend durchmischt sein. Die Lastschwingspielzahlen bis zum Ausfall können unmittelbar mit den rechnerischen verglichen werden. Die auf dem Prüfstand gewonnenen Ergebnisse sind auch Grundlage für die relative Lebensdauerberechnung. Werden Lastkollektive, die in ihrer Verteilung der realen Beanspruchung entsprechen, aber mit unterschiedlichen Spannungsniveaus verwendet, ergibt sich rechnerisch und experimentell die Lebensdauerlinie [7.15]. 7.4.1 Wöhlerlinie

Die Belastbarkeit eines Bauteils ist vom Werkstoff und seinem Zustand, der Gestalt und Oberfläche des Bauteils sowie den Umgebungsbedingungen abhängig. Sie wird nach in DIN 50100 [7.7] vorgegebenen Randbedingungen im Einstufenversuch ermittelt und das Ergebnis in Form der Wöhlerlinie dargestellt. Beim Einstufenversuch wird das Spannungsverhältnis R bei allen Beanspruchungsniveaus konstant gehalten.

7.4 Betriebsfestigkeit und Lebensdauer

255

Abb. 7.15. Wöhlerlinie der zulässigen Werkstoffbeanspruchung

Die einfachsten Prüfteile sind Stabproben. Der Einfluss von Kerben wird an gekerbten Prüfstäben untersucht. Am aussagekräftigsten sind Versuche am realen Bauteil. Bei Zahnrädern werden Versuche an standardisierten Prüfzahnrädern durchgeführt. Die Wöhlerlinie beschreibt für verschiedene Spannungsamplituden die Lastschwingspielzahl Ni bis zum Ausfall des Prüfteils. Der typische Kurvenverlauf ist in Abb. 7.15 dargestellt. Die sich ergebenden Bruchlastschwingspielzahlen sind Zufallsgrößen, d.h. sie streuen um einen Mittelwert. Am häufigsten anzutreffen sind Wöhlerlinien für 10 %-Ausfallwahrscheinlichkeit. Aber auch 1 %- und 50 %-Linien sind üblich. Mit der Wöhlerlinie für 10 %-Ausfallwahrscheinlichkeit lässt sich die B10-Lebensdauer eines Bauteils abschätzen. Das ist die Lebensdauer, bei der im Mittel 10 % der Bauteile bereits ausgefallen sind.

Abb. 7.16. Wöhlerlinien (10 %-Ausfallwahrscheinlichkeit) für verschiedene Werkstoffe und Schadensfälle (Beispiele)

256

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Der Bereich der Zeitfestigkeit der Wöhlerlinie lässt sich im doppeltlogarithmischen Koordinatensystem als Gerade mit folgender Gleichung beschreiben ⎛σ ⎞ N i = N D ⎜⎜ i ⎟⎟ ⎝σD ⎠

−k

.

(7.21)

Der Exponent k bestimmt die Steigung für das Gebiet der Zeitfestigkeit. Dabei ist der Exponent k für Zahnräder vom betrachteten Schadensfall und dem Verfahren zur Oberflächenhärtung abhängig und nimmt Werte zwischen k = 4 bis k = 16 an, Abb. 7.16. Mit steigendem Exponent wird die Kennlinie flacher. Schon geringe Belastungsunterschiede üben einen großen Einfluss auf die Lebensdauer aus, was im praktischen Einsatz zu einer breiten Streuung der Bauteillebensdauer führt. 7.4.2 Lastkollektiv und Zählverfahren

Ausgangsgröße für die Ermittlung des Lastkollektivs ist die Belastung oder Last, die als Kraft oder Drehmoment an einem Bauteil in einer oder mehreren Richtungen angreift. Zur Ermittlung des Lastkollektivs wird eine Last-Zeit- oder eine Last-WegAufzeichnung benötigt. Die Belastungen können ermittelt werden durch 1/ Versuchsfahrten auf definierten Strecken und 2/ Rechnerische Fahrsimulation. Der Verlauf der Belastung wird durch verschiedene Klassierverfahren, die auch Zählverfahren genannt werden, in eine Häufigkeitsverteilung der Lastwechsel überführt. Bei allen Verfahren wird der Amplitudenbereich der Belastung in Klassen eingeteilt und die auftretenden Belastungen entsprechend dem verwendeten Zählverfahren den einzelnen Klassen zugewiesen. Dabei gehen Informationen wie Reihenfolge und Frequenz verloren. Dies ist aber formal ohne Bedeutung, da diese Größen keinen Einfluss auf die nachfolgende Lebensdauerberechnung mit Hilfe der Schadensakkumulation haben. In der Praxis werden einparametrische und zweiparametrische Klassierverfahren eingesetzt [7.39]. Einparametrische Klassierverfahren sind geeignet, wenn sich die Belastung durch einen Parameter ausreichend beschreiben lässt, z.B. bei rein wechselnder oder schwellender Belastung. Als Beispiel für ein einparametrisches Zählverfahren zeigt Abb. 7.17 das Klassendurchgangsverfahren nach DIN 45667 [7.6]. Dabei wird die Überschreitung von Klassengrenzen in positiver oder negativer Richtung gezählt und aufsummiert. Die Klassendurchgangszählung vermittelt einen Überblick über die Extremwerte der Last-Zeit-Funktion, nicht aber über deren Mittelwerte und Amplituden. Weitere einparametrische Verfahren sind das Spannen- und Spannenpaarverfahren sowie die Verweildauer- und Momentanwertzählung. Die letzten beiden Verfahren sind speziell für die Zahnrad- und Lagerlebensdauerberechnung geeignet.

7.4 Betriebsfestigkeit und Lebensdauer

257

Abb. 7.17. Beispiel für ein einparametriges Zählverfahren: Klassendurchgangsverfahren nach DIN 45667 [7.6]

Bei der Verweildauerzählung wird, in die einzelnen Drehmomentklassen, die Anzahl der zugehörigen Umdrehungen gezählt. Werden Drehmomente und Drehzahlen am Getriebeeingang oder Getriebeausgang erfasst, dann lassen sich diese auf die einzelnen Zahnräder mittels der Übersetzung umrechnen. Das dynamische Verhalten des Getriebes wird dabei im Allgemeinen nicht berücksichtigt. Für jeden Zahn ergibt sich damit bei jedem Umlauf eine schwellende Belastung. Zwischenräder werden wechselnd belastet. Gesondert zu betrachten sind Zahnräder mit mehreren Zahneingriffen. Beim Momentanwertzählverfahren wird in gleichen Zeitabständen der Signalwert abgefragt und gezählt. Die Häufigkeit der Zählung pro Klasse ist ein Maß für die Verweildauer in dieser Klasse. Für kleine Zeitabstände entspricht das Zählergebnis praktisch dem der Verweildauerzählung. Die zweiparametrischen Verfahren berücksichtigen bei der Kollektivbildung zwei Größen, z.B. den Mittelwert und die Amplitude oder den Minimal- und Maximalwert im Last-Zeit-Verlauf [7.3]. Das Zählergebnis wird dementsprechend in einer Matrix abgelegt. Die zweiparametrischen Lastkollektive werden z.B. für die Lebensdauerberechnung der Getriebewellen benötigt. Für die Praxis interessante Verfahren sind die Von-bis-Zählung und vor allem das Rainflowverfahren. Bei der Von-bis-Zählung werden der Anfang und das Ende jeder einzelnen Lastwechselflanke in der Übergangs- oder Markov-Matrix abgelegt. Die Matrix verschafft einen Überblick über die Charakteristik der Last-Zeit-Funktion. Bei der bevorzugten Rainflow-Zählung werden aus den Lastwechseln geschlossene Hystereseschleifen gebildet, die den Schädigungsprozess gut abbilden. Offene Hystereseschleifen werden als Residuum abgelegt. Die Hystereseschleifen werden in eine Matrix eingetragen, wofür es verschiedene Darstellungsformen gibt. Beim Rainflowverfahren werden auch kleine Schwingspiele als solche erfasst. Sie können auch einfach herausgefiltert werden. Einfache Zählalgorithmen erlauben die Online-Klassierung von schnellen Lastwechseln. Die Ergebnisse der meisten einparametrischen Zählverfahren können aus der leicht handhabbaren RainflowMatrix abgeleitet werden. Dies ist notwendig, wenn, wie üblich, nur Wöhlerlinien mit einem konstanten Spannungsverhältnis R vorliegen, s. Abb. 7.13.

258

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Die Umrechnung auf ein einparametrisches Kollektiv mit dem Spannungsverhältnis der Wöhlerlinie erfolgt auf der Basis des Dauerfestigkeitsschaubilds von Haigh [7.15, 7.24], mit dem Ziel, schädigungsgleiche Schwingspiele zu erhalten. Mit den Lastkollektiven lassen sich Beanspruchungen in Form von unterschiedlichen Spannungen an verschiedenen Stellen des Bauteils ermitteln. Für die Ermittlung der Spannungen müssen u.a. Geometrie und Verformungsverhalten des Bauteils bekannt sein. Bei Maschinenelementen, wie Zahnrädern, werden die auftretenden Spannungen häufig über so genannte Nennspannungen und zusätzliche Korrekturfaktoren ermittelt, bei Bauteilen mit komplexer Gestalt durch FEMVerfahren. FEM-Programme liefern, wie auch Messungen mittels Dehnmessstreifen, unmittelbar örtliche Spannungen am Bauteil. Die Spannungen werden mit der Wöhlerlinie zur Lebensdauerberechnung mittels Schadensakkumulation verwendet. Für die betriebsfeste Auslegung der Antriebsstrangkomponenten werden repräsentative Lastkollektive benötigt [7.28], die aus Last-Zeit-Funktionen gewonnen wurden, die den realen Fahrbetrieb widerspiegeln. Sie können durch Versuchsfahrten und rechnerische Fahrsimulation gewonnen werden. 1/ Versuchsfahrten

Versuchsfahrten sollen repräsentativ für den späteren Einsatz des Fahrzeugs beim Kunden sein. Die Versuchsstrecken sind durch ihre Höhenprofile, ihre Steigungsund Fahrgeschwindigkeitsverteilungen gekennzeichnet und besitzen in der Regel wegen ihres Belastungsniveaus einen „Zeitraffereffekt“. Als Grundlage für die Auswahl der Fahrstrecken und Beladungszustände werden auch Kundenbefragungen herangezogen. Die Einflussgrößen auf ein Getriebelastkollektiv lassen sich in drei Gruppen einteilen [7.28]: 1. Fahrzeug: 2. Fahrer:

Motorkennfeld, Beladungszustand, Getriebeübersetzungen, Fahrstil, charakterisiert durch Schaltfreudigkeit, Schaltdrehzahl sowie Beschleunigungs- und Bremsverhalten, 3. Fahrstrecke: Aufteilung der Gesamtkilometer auf Autobahnen, Bundes- und Landstraßen, Stadt- und Ortsverkehr, Bergstrecken, typische Steigungen und Höchstgeschwindigkeiten (siehe auch Tabelle 2.9 und 2.10). Der Aufwand für die direkte Messung am Bauteil wird dadurch reduziert, dass an einer Stelle im Leistungsfluss des Antriebsstrangs die Belastung ermittelt wird. So wird bei Fahrzeugen häufig Drehmoment und Drehzahl am Getriebeeingang gemessen und zusätzlich der geschaltete Gang erfasst. Die Werte werden dann durch Rechnung auf die Komponenten des Antriebsstrangs übertragen. 2/ Ermittlung von Lastkollektiven durch rechnerische Fahrsimulation

Da die Getriebebelastung von vielen verschiedenen auch stochastischen Einflussgrößen abhängt, ist der Aufwand für statistisch abgesicherte Versuchsfahrten erheblich. Nach konstruktiven Änderungen am Triebstrang sind wieder neue Mess-

7.4 Betriebsfestigkeit und Lebensdauer

259

fahrten nötig. Eine Möglichkeit, die Anzahl der teuren Messfahrten einzuschränken, ist die rechnerische Fahrsimulation (siehe hierzu Kapitel 14 „Rechnerunterstützte Getriebeentwicklung“). Als weitere Alternative stehen standardisierte Lastkollektive wie CARLOSPTM/PTA (Car Loading Standard for Powertrain with Manual/Automatic Transmission), s. hierzu Tabelle 2.10, oder herstellerspezifische Kollektive zur Verfügung [7.21]. 7.4.3 Schadensakkumulationshypothese

Schwingende Beanspruchungen schädigen, sobald die Beanspruchung eine gewisse Höhe überschreitet, den Werkstoff. Die Schadensakkumulationshypothese beschreibt die Schädigungswirkung an einem Bauteil, ausgehend von der durch die Wöhlerlinie beschriebenen Belastbarkeit und der vom Lastkollektiv ausgehenden Beanspruchung. Miner [7.27] geht bei seiner linearen Schadensakkumulationshypothese davon aus, dass bei der schwingenden Beanspruchung das Verhältnis von aufgenommener Arbeit w zu aufnehmbarer Arbeit W bis zum Ausfall ein Maß für den Grad der bis dahin entstandenen Schädigung ist. Dieses Verhältnis ist gleich dem Verhältnis einer bis dahin erreichten Lastschwingspielzahl n zur ertragbaren Lastschwingspielzahl N beim Einstufenversuch: w n = . W N

(7.22)

Jedes Lastspiel auf gleichem Lastniveau verursacht damit eine konstante Teilschädigung, d.h. die Gesamtschädigung nimmt mit der Anzahl der Lastwechsel linear zu. Laut Hypothese muss oberhalb der Dauerfestigkeitsgrenze bei allen Lastniveaus die gleiche Arbeit W bis zum Ausfall aufgebracht werden. Damit können die Arbeitsanteile bzw. Teilschädigungen von unterschiedlichen Belastungsniveaus akkumuliert werden. Praktisch bedeutet dies, die Einzelhäufigkeiten ni der mit einem Zählverfahren in j Klassen eingeteilten Schwingungsamplituden σi werden auf die nach der Wöhlerlinie bei dieser Amplitude ertragbaren Lastschwingspielzahl Ni bezogen, Abb. 7.18. Die so gewonnenen Teilschädigungen werden zur Summenschädigung akkumuliert. j n n2 nj w j n1 w1 w2 i + +K+ = + +K+ = . W1 W2 W j N1 N 2 N j i =1 Ni

∑

(7.23)

Für die Lebensdauerberechnung nach Palmgren-Miner [7.27, 7.31] ergibt sich damit die durch Akkumulation der Teilschädigungen erzeugte Schadenssumme DKoll zu j

ni

i =1

Ni

DKoll = ∑

.

(7.24)

260

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Abb. 7.18. Schadensakkumulationshypothese nach Palmgren-Miner

Nach Palmgren-Miner versagt ein Bauteil, wenn die Schadenssumme DKoll = Dth = 1 wird. Damit kann die Lebensdauer mit Gl. (7.24) berechnet werden. Für eine zutreffende Abschätzung ist die Kenntnis der tatsächlichen Schadenssumme Dtat erforderlich, bei der das Bauteil versagt. In 90 % aller Fälle liegt die tatsächliche Schadenssumme unter Dth = 1 (bis zu Dtat = 0,1). Die Lebensdauer wird überschätzt, wenn große Mittellastschwankungen auftreten. Die Lebensdauer wird unterschätzt, wenn infolge Mittellasten Druckbeanspruchung vorliegt oder im Bauteil Druckeigenspannungen herrschen. Treffsichere Ergebnisse lassen sich mit der relativen Lebensdauerrechnung erzielen. Bei sich wiederholenden Lastzyklen mit der Lastschwingspielzahl hi ergibt sich die Schadenssumme durch Multiplikation der Lastschwingspielzahl hi mit der Anzahl der Durchläufe z. Das entspricht z.B. dem z-maligen Durchfahren der Teststrecke, auf der das Lastkollektiv ermittelt wurde. Damit wird j

hi

i =1

Ni

DKoll = z ∑

.

(7.25)

Die jeweils zu den Einzelhäufigkeiten ni zugeordnete ertragbare Lastschwingspielzahl Ni wird mit der Gleichung der Wöhlerlinie Gl. (7.21) ermittelt. Durch Einsetzen von Gl. (7.21) in Gl. (7.25) entsteht DKoll =

j

∑

i =1

z hi ⎛σ N D ⎜⎜ i ⎝ σD

⎞ ⎟⎟ ⎠

−k

.

(7.26)

Nach z aufgelöst ergibt sich für eine tatsächliche Schadenssumme Dtat z=

Dtat j

hi ⎛ σi ⎜⎜ i =1 ND ⎝ σD

∑

⎞ ⎟⎟ ⎠

+k

, (7.27)

7.4 Betriebsfestigkeit und Lebensdauer

261

die Anzahl z der möglichen Lastzyklen entsprechend dem zugrunde gelegten Lastkollektiv, denen das Bauteil bis zum Versagen standhält. Siehe dazu auch das nachfolgende Berechnungsbeispiel [7.17]. Durch Einsetzen von Gl. (7.27) in Gl. (7.25) erhält man letztendlich für Dtat = DKoll = Dth = 1 die Bauteillebensdauer Nth in Lastwechseln j

∑ hi N th = N D

i =1

j

⎛σ h i ⎜⎜ i ⎝ σD i =1

∑

⎞ ⎟⎟ ⎠

+k

.

(7.28)

Es genügt also, wenn in Gl. (7.28) die Lastspielzahlen eines Lastzyklus eingesetzt werden. Für z = 1, d.h. wenn keine sich wiederholenden Lastzyklen verwendet werden, wird ni = hi. Schadensakkumulationshypothese nach Miner-Haibach

Die Praxis zeigt, dass auch Beanspruchungen unter der Dauerfestigkeitsgrenze bei vorausgegangener Teilschädigung nicht vernachlässigt werden dürfen. Die Schadensakkumulationshypothese nach Miner-Haibach geht davon aus, dass auch Beanspruchungen im Dauerfestigkeitsbereich eine Schädigung bewirken. Die Wöhlerlinie mit dem Steigungsexponent k im Zeitfestigkeitsbereich wird im Dauerfestigkeitsbereich mit der Steigung (2k-1) fortgesetzt, Abb. 7.19. Die Fortsetzung ergibt sich konstruktiv als Winkelhalbierende zwischen verlängerter Zeitfestigkeitslinie und Dauerfestigkeitslinie.

Abb. 7.19. Schadensakkumulationshypothese nach Miner-Haibach mit nach Haibach modifizierter Wöhlerlinie

262

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Für Spannungsamplituden oberhalb der Dauerfestigkeitsgrenze σi ≥ σD gilt Gl. (7.21) mit i = 1, ..., j, unterhalb der Dauerfestigkeitsgrenze σi < σD gilt ⎛σ N i = N D ⎜⎜ i ⎝ σD

⎞ ⎟⎟ ⎠

− ( 2 k −1)

für i = j + 1, K , j + n .

(7.29)

Die Berechnung der Lebensdauer nach Miner-Haibach erfolgt wie oben, aber mit Berücksichtigung der Beanspruchungen unterhalb der Dauerfestigkeitsgrenze j+ n

∑ hi N th = N D

i =1

j

⎛σ h i ⎜⎜ i ⎝ σD i =1

∑

⎞ ⎟⎟ ⎠

+k

j+ n

⎛σ h i ⎜⎜ i + ⎝ σD i = j+1

∑

⎞ ⎟⎟ ⎠

+ ( 2 k −1)

.

(7.30)

Relative Lebensdauervorhersage

In der Praxis erweist sich die rechnerische Lebensdauervorhersage häufig als unsicher. Das liegt unter anderem an einer starken Streuung der Schädigungssumme beim Versagen. Eine Verbesserung der Qualität der Vorhersagen lässt sich in der Regel erreichen, indem die rein rechnerische Methode durch Versuche gestützt wird. Bei der Auslegung von Bauteilen im Fahrzeug- und Flugzeugbau wird häufig die Relativ-Palmgren-Miner-Regel angewandt. Bei der Relativ-Palmgren-MinerRegel werden durch praxisnahe, dem zu erwartenden Einsatz angepasste Versuche die Lastwechsel Nexper bei Lebensdauerende ermittelt. Aus den im Versuch ermittelten (Nexper) und den rechnerischen Werten (Nrechn = Nth) wird die tatsächliche Schadenssumme Dtat wie folgt ermittelt Dtat =

N exper

N rechn (Dth = 1,0)

.

(7.31)

Damit ergibt sich mit der Relativ-Palmgren-Miner-Regel die Bauteillebensdauer in Lastwechseln N tat = Dtat N rechn (Dth = 1,0 ) .

(7.32)

Es können so Erfahrungen und Analogien des Vorgängermodells oder eines Getriebes mit ähnlichen Einsatzbedingungen genutzt werden. Fehlannahmen bezüglich der Wöhlerlinien wirken sich dabei weit weniger auf das Ergebnis aus als bei der rein rechnerischen Lebensdauerermittlung. Unsicherheiten, inwieweit das der Rechnung zugrunde gelegte Lastkollektiv dem im Versuch real vorhandenen entspricht, bleiben aber bestehen. Während die Relativ-Palmgren-Miner-Regel Betriebsfestigkeitsversuche heranzieht, verwendet die Modifizierte Relativ-Palmgren-Miner-Regel Betriebserfahrungen [7.4]. Dazu wird die tatsächliche, im Betrieb erreichte Lebensdauer

7.4 Betriebsfestigkeit und Lebensdauer

263

festgestellt. Das Verhältnis von tatsächlicher zu rechnerisch vorhergesagter Lebensdauer stellt dann die tatsächliche Schadenssumme Dtat dar, mit der die für ein ähnliches Bauteil, beispielsweise einer Neukonstruktion, erhaltene rechnerische Lebensdauervorhersage entsprechend Gl. (7.32) zu korrigieren ist. Berechnung der Lebensdauer eines Radpaars in einem Fahrzeuggetriebe, Beispiel Für ein 6-Gang-Nkw-Getriebe, Abb. 7.20, liegt der Messschrieb des Getriebeeingangsmoments TG = f (t) vor, aus dem die Anzahl der Umdrehungen (Überrollungen) UG in den einzelnen Klassen des Getriebeeingangsmoments ermittelt werden kann, siehe Tabelle 7.2. Auf der Bezugsstrecke von 1 km wird der zu betrachtende 5. Gang nur einmal benutzt. Sein Weganteil beträgt 21,5 %. 1 Aus dem Getriebeeingangskollektiv ist das Radkollektiv des Ritzels des 5. Gangs unter Vernachlässigung des dynamischen Verhaltens des Getriebes zu berechnen. 1.1 Umrechnung des Getriebeeingangskollektivs in das Lastkollektiv des Rades 5H. 48 46 Zähnezahlverhältnisse: Konstante: u K = , Radpaar 5: u5 = . 29 31 Damit ergibt sich das Moment an der Vorgelegewelle: TVW = uK TG. 1.2 Für ein Bezugsmoment TBezug = 1400 Nm an der Vorgelegewelle ist die Flächenpressung am Radpaar 5 für die Zugflanke nach DIN 3990 berechnet worden: σH,Bezug = 978 N/mm2. Die Umrechnung auf ein beliebiges Moment erfolgt nach σH ~ T

und damit σ H = σ H,Bezug

TVW . TBezug

1.3 Umrechnung der Getriebeeingangsdrehzahlen in Umdrehungen des Rads 5H, d.h. in Lastwechsel U 5, H =

U G u5 . uK

Tabelle 7.2. Ausgangswerte (grau hinterlegt) und Ergebnisse der Berechnung Klasse i

TG [Nm]

TVW [Nm]

σH [N/mm2]

UG

4

1500–2000

3310

1504

4

U5,H

3,6

Ni Abb. 7.21

U 5, H

6,3·106

5,71·10-7

7

5,88·10-7

Ni

3

1000–1500

2482

1302

21

18,8

3,2·10

2

200–1000

1655

1063

251

225,0

3,3·108

6,82·10-7

1

0–500

828

752

67

60,1

1,0·1012

6,60·10-11

264

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Abb. 7.20. Schematischer Aufbau eines zweistufigen 6-Gang-Nkw-Getriebes in Vorgelegebauweise. HW Hauptwelle; VW Vorgelegewelle; H Hauptwellenrad; V Vorgelegewellenrad

2 Unter Verwendung der Schadensakkumulationshypothese nach PalmgrenMiner ist die Lebensdauer der Zugflanke des Ritzels 5H des 5. Gangs bezüglich Grübchenbildung zu ermitteln, Gl. (7.24) und Gl. (7.25), mit DKoll = Dth = 1,0 und hi = U5,Hi j

D Koll = ∑

i =1

ni Ni

j

=∑

i =1

z U 5, Hi Ni

= 1,0

Damit wird z=

j

∑

i =1

1 1 = . U 5, Hi Schadenssumme pro Zyklus Ni

Abb. 7.21. Wöhlerlinie für Grübchenbildung, 10 %-Ausfallwahrscheinlichkeit. (Ordinate vereinfacht, nicht logarithmisch)

7.5 Entwicklung geräuscharmer Getriebe

265

2.1 Aus dem nach Haibach modifizierten Wöhlerdiagramm, Abb. 7.21, sind die ertragbaren Lastwechsel zu entnehmen, siehe Tabelle 7.2. 2.2 Berechnung der Anzahl der Lastzyklen. Die Anzahl der Lastzyklen ergibt sich mit den in Tabelle 7.2 errechneten Schädigungsfaktoren zu z=

1 5,71 ⋅ 10

-7

+ 5,88 ⋅ 10

-7

+ 6,82 ⋅ 10 -7 + 6,60 ⋅ 10 -11

= 543.240 .

2.3 Die Lebensdauerstrecke des 5. Gangs ergibt sich zu L5.Gang ≤ z ⋅ s Bezug ⋅ Weganteil 5.Gang .

Bei einer Bezugsstrecke sBezug von 1 km und einem Weganteil des 5. Gangs von 21,5 % erhält man als Ergebnis eine Lebensdauerstrecke von L5.Gang = 116.800 km. Zur Ermittlung der Getriebelebensdauer müssen die Lebensdauerstrecken der übrigen Radpaare bekannt sein. Die maßgebende Lebensdauerstrecke des Getriebes ist dann das Minimum aus sämtlichen Lebensdauerstrecken.

7.5 Entwicklung geräuscharmer Getriebe Die Geräuschminderung ist ein wichtiges Ziel bei der Entwicklung von Kraftfahrzeugen. Fahrzeuggeräusche beeinträchtigen nicht nur das Wohlbefinden und die Gesundheit von Fahrer und Fahrgästen. Auch die Umwelt wird vom Verkehrslärm geplagt. Hinsichtlich des gesetzlich festgelegten Außengeräuschpegels für die beschleunigte Vorbeifahrt stellt das Getriebe neben Motor (inkl. Ansaugsystem und Auspuffanlage) sowie den Reifen nur bei Nkw eine wesentliche Geräuschquelle dar. Bei Pkw trägt das Getriebe nur indirekt, über die Motordrehzahl, infolge einer längeren oder kürzeren Übersetzung zum Außengeräusch nach DIN ISO 362 [7.8] bei, kaum jedoch als eigenständige Geräuschquelle. Tabelle 7.3. Grenzwerte in Europa für Fahrzeug-Geräuschemission in dB(A) für beschleunigte Vorbeifahrt nach DIN ISO 362 [7.8] Grenzwerte für Geräuschemissionen in dB(A) seit 1995 1970 1977 1994

Fahrzeugart Pkw Transporter, leichte Lkw Lkw

Busse

82

80

77

74

2 t; ≤ 3,5 t

84

81

79

77

> 3,5 t; < 75 kW

89

86

81

77

> 7,5 t; ≤ 150 kW

89

86

83

78

≥ 150 kW

91

88

84

80

< 150 kW

89

82

80

78

> 150 kW

91

85

83

80

266

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Tabelle 7.3 zeigt die Entwicklung gesetzlicher Grenzwerte für die Geräuschemission verschiedener Kraftfahrzeugklassen auf. Die Getriebegeräusche gewannen in den letzten Jahren in dem Maß an Bedeutung, wie die Geräuschminderungsmaßnahmen an den übrigen Lärmquellen des Fahrzeugs Erfolg zeigten. Sie stören meist nicht aufgrund ihres hohen Pegels, sondern infolge ihres besonderen Charakters, der sich von den übrigen Lärmquellen des Fahrzeugs abhebt. Manche Geräuschphänomene des Getriebes stellen als solche keine allzu große Lärmbelästigung dar, da sie, wie zum Beispiel das Klappern und Rasseln, nur bei ganz bestimmten Betriebszuständen hörbar sind. Sie sind aber häufig Anlass zu Reklamationen, da der Kunde – fälschlicherweise – Schäden am Fahrzeug vermutet. Getriebegeräusche werden von Nichtfachleuten oft nicht als solche erkannt, sondern dem Motor zugeschrieben. Bei der Bekämpfung von Getriebegeräuschen reicht es nicht aus, nur Verbesserungen am Getriebe selbst vorzunehmen. Wie bei allen Geräuschproblemen an Fahrzeugen müssen auch hier die Karosserie und andere, an der Schallübertragung und Schallabstrahlung beteiligten Komponenten berücksichtigt werden. Siehe dazu auch Abschn. 5.5 „Dynamisches Verhalten des Antriebsstrangs, Komfort“. 7.5.1 Getriebegeräusche und ihre Ursachen

Getriebegeräusche können bezüglich ihrer Ursachen in fünf Kategorien unterteilt werden, Tabelle 7.4. Die Reihenfolge, in der die Geräuschphänomene im Folgenden aufgeführt werden, entspricht auch der Bedeutung, die die einzelnen Lärmursachen in modernen Fahrzeuggetrieben einnehmen. Tabelle 7.4. Getriebegeräusche und ihre Ursachen Getriebegeräusch

Ursache

1/ Heulen/Pfeifen (engl. whine)

Schwingungen belasteter Zahnräder: − Eingriffsstöße, − Parametererregte Schwingungen und − Abwälzgeräusche

2/ Klappern/Rasseln (engl. rattle)

Losteilschwingungen, angeregt durch Drehschwingungen des Triebstrangs: − Losräder und − Synchronringe

3/ Lastwechselanschlaggeräusche Anschlaggeräusche bei beginnender Verspannung spielbehafteter Bauteile (Zahnräder, Gelenke, (hochfrequent) (engl. clonk) Welle-Nabe-Verbindung etc.) 4/ Schaltgeräusche (engl. shifting noise)

Kratzen und Ratschen der Schaltverzahnung bei mangelhafter Funktion der Synchronisierung

5/ Lagergeräusche (engl. bearing noise)

Laufgeräusche der Wälzlager; insbesondere bei beschädigten Lagern

7.5 Entwicklung geräuscharmer Getriebe

267

1/ Heulen/Pfeifen

Die Abwälzgeräusche unter Last stehender – die Leistung übertragender – Zahnradpaare können als Heulen, Pfeifen, Mahlen oder Singen bezeichnet werden [7.29]. Diese Laufgeräusche haben mehrere Ursachen:

• Eingriffsstöße: Eingriffsstöße sind die Folge von Teilungsfehlern oder geometrischer Fehler, etwa Konzentrizitätsabweichungen zwischen Welle und Verzahnung, aber auch von Abweichungen vom Verzahnungsgesetz aufgrund Verformungen der belasteten Zähne, der Wellen oder des Gehäuses, Abb. 7.22. Die zur Vermeidung dieser Eingriffsstöße durchgeführten Profilkorrekturen sind nur für einen bestimmten Lastbereich wirksam. • Parametererregte Schwingungen: Parametererregte Schwingungen entstehen infolge der mit der Eingriffsstellung wechselnden Zahnsteifigkeit, Abb. 7.23. Das Ausmaß dieser Schwingungen hängt von der Verzahnungsgeometrie und der Drehzahl ab. Liegt die Anregungsfrequenz (Drehzahl mal Zähnezahl und Harmonische) in der Nähe einer Eigenfrequenz des Radpaars, so treten aufgrund der Resonanzerscheinung besonders große Schwingungsamplituden und damit besonders laute Geräusche auf. Diese Schwingungen werden auch beim Abwälzen vollkommen fehlerfreier Zahnräder angeregt. • Abwälzgeräusche: Abwälzgeräusche ergeben sich aufgrund des so genannten Waschbretteffekts durch mangelhafte Oberflächenqualität. Auch bei Einhaltung der Fertigungstoleranzen treten Geräusche auf, wenn durch bestimmte fertigungsbedingte Oberflächenstrukturen der Zahnflanken Schwingungen angeregt werden. In vielen Fahrzeugen werden heute noch geradverzahnte Rückwärtsgangräder eingebaut, die bezüglich der Geräuschanregung nicht optimiert sind; hier sind die Abwälzgeräusche besonders deutlich hörbar.

Abb. 7.22. Eingriffsstoß infolge verformter Zähne [7.29]

268

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Abb. 7.23. Verlauf der Gesamt-Zahnsteifigkeit cs, Eingriffssteifigkeit cγ (zeitlich durchschnittlicher Wert von cs). a Geradverzahnung; b Schrägverzahnung [7.29]

Die klassischen Getriebegeräusche sind beim heutigen Stand der Technik so gering zu halten, dass sie nicht oder nur sehr schwach in Fahrzeugen wahrgenommen werden können. Problematisch ist jedoch der mit zunehmenden Ansprüchen enorm ansteigende Fertigungsaufwand. 2/ Klappern/Rasseln

Die Schwingungen unbelasteter Räder und Schaltungsteile innerhalb ihres funktions- und fertigungsbedingten Spiels äußern sich als Klapper- und Rasselgeräusche [7.30, 7.37–7.38]. Sie werden durch Drehschwingungen der Getriebewellen verursacht. Überschreitet die Amplitude der Drehschwingungen ein gewisses Maß, heben die gerade nicht geschalteten Losräder von ihrer Zugflanke ab und schwingen innerhalb ihres Zahnflankenspiels hin und her. Diese Amplitude hängt vom Massenträgheitsmoment des Losrads, dem Schleppmoment, das verzögernd auf dieses Teil wirkt, sowie der Höhe der anregenden Drehbeschleunigung ab. Synchronringe und Schiebemuffen können ebenfalls zu Drehschwingungen innerhalb ihres Spiels angeregt werden. Die Stöße beim Auftreffen der Losteile an den Spielgrenzen sind die eigentliche Ursache für diese Geräusche. Treten sie in Neutralstellung des Getriebes auf, so spricht man von Leerlaufklappern, während der Fahrt im geschalteten Gang von Zug- bzw. Schubrasseln. Abbildung 7.24 zeigt die Anregungsmöglichkeiten am Beispiel zweier 5-Gang-Getriebe. Die Ursache für die Drehschwingungen der Getriebewellen, die diese Geräusche anregen, ist die Ungleichförmigkeit der Motordrehzahl aufgrund der endlichen Zylinderzahl. Siehe auch Abb. 5.16 „Verbrennungsmotor im Leerlauf“. Beinahe alle Maßnahmen, die zur Verbrauchsminderung und Emissionsreduzierung an Verbrennungsmotoren durchgeführt werden, führen zu einem ungleichförmigeren Drehzahlverlauf. Die Losteilgeräusche treten nur bei bestimmten Betriebsbedingungen auf.

7.5 Entwicklung geräuscharmer Getriebe

269

Abb. 7.24. Klapper- und Rasselmöglichkeiten in koaxialen und nicht koaxialen Getrieben

Bei (direkt einspritzenden) Dieselmotoren ist das Leerlaufklappern infolge höherer Anregung besonders stark. Im Zugbetrieb rasseln die Getriebe bei niedrigen Drehzahlen. Wenn die Ungleichförmigkeit entsprechend groß ist, kommt es auch zum Schubrasseln. Bei sehr kleiner Last im Zug- oder Schubbetrieb können auch die Flanken der Zahnräder und der Mitnahmeverzahnung des geschalteten Gangs sowie des Achsgetriebes abheben und Rasselgeräusche verursachen. Klapper- und Rasselgeräusche werden durch Zahnspielminimierung und Einengung der Achsabstandstoleranzen [7.11] sowie durch Maßnahmen, die die Übertragung der Drehschwingungen des Motors auf das Getriebe reduzieren, auf ein akzeptables Maß gebracht. Aber auch hier werden schnell wirtschaftliche Grenzen erreicht. Die Anregung von Klapper- und Rasselgeräuschen hängt entscheidend von der Abstimmung des Triebstrangs ab [7.13, 7.32, 7.35]. Hier sind insbesondere Drehschwingungsdämpfer in der Kupplungsscheibe, Zwei-Massenschwungräder und Tilger richtig auszulegen, um die Drehschwingungsamplituden des Triebstrangs in allen Betriebssituationen in bestimmten Grenzen zu halten. 3/ Geräusche durch Lastwechsel

Neben dem tieffrequenten Längsruckeln (etwa 2–8 Hz) des Fahrzeugs als Reaktion auf plötzliche Lastwechsel (tip in – back out) treten höherfrequente, metallisch klingende Geräusche (etwa 300–6000 Hz) auf, die unter dem Begriff „clonk“ bekannt sind und durch das Aufeinanderschlagen von Flanken spielbehafteter Bauteile im Antriebsstrang entstehen [7.36]. Für eine Analyse muss der komplette Antriebsstrang vom Schwungrad bis zur Radnabe betrachtet werden. Da die maßgeblichen Parameter Verdrehspiel, Trägheitsmomente, Steifigkeiten und Dämpfungen entweder gar nicht oder nur sehr schwer zu ändern sind, versucht

270

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

man meist eine Optimierung über die Durchmesser der Antriebswellen, die Steifigkeitscharakteristik der Motorlagerung oder den Kupplungsdämpfer. Mit Hilfe der Motorkalibrierung lässt sich clonk ebenfalls positiv beeinflussen, was jedoch mit einem etwas weniger agilen Ansprechverhalten des Fahrzeugs erkauft wird. 4/ Schaltgeräusche

Bei mangelhafter Funktion der Synchronisierung können Schaltgeräusche während des Gangwechsels zu hören sein [7.14]. Durch Drehschwingungen, die insbesondere durch Verdrehspiele im Triebstrang ermöglicht werden, kann die Schiebemuffe vorzeitig – bevor Gleichlauf erreicht ist – in die Mitnahmeverzahnung des Losrads eingreifen. Dies verursacht dann Ratsch- oder Kratzgeräusche. Andere Ursachen für diese Art Geräusche können Konzentrizitätsabweichungen, Teilungsfehler, Zahnformabweichungen und die Schaltweise des Fahrers sein [7.1]. Schaltgeräusche können zwar objektiv betrachtet als reines Komfortproblem angesehen werden, können jedoch beim Kunden einen minderwertigen Qualitätseindruck erwecken. 5/ Lagergeräusche

Lagergeräusche werden normalerweise kaum wahrgenommen. Nur bei verspannt eingebauten oder beschädigten Wälzlagern treten Geräusche auf, deren Pegel mit zunehmender Schädigung stark ansteigt und deren Charakter einen Hinweis für eine Körperschall-Schädigungsfrühdiagnose geben kann, was immer häufiger Anwendung bei Industriegetrieben findet. Dieses Geräuschphänomen ist also eher im positiven Sinne zu betrachten, da eine rechtzeitige Entdeckung Folgeschäden vermeiden hilft. 6/ Spezifische Geräusche bei Automat- und Stufenlosgetrieben

Bei Stufenautomatgetrieben als auch Getrieben mit stufenlos variabler Übersetzung finden sich prinzipiell dieselben Kategorien von Geräuschen wieder. Wegen der hohen Dämpfung des Drehmomentwandlers im nicht überbrückten Zustand gelangen die Drehschwingungen des Motors nur sehr abgeschwächt zu den entsprechenden Radpaaren und regen diese nur gering an, so dass es nicht zu hörbarem Rasseln kommt. Ist die Überbrückungskupplung hingegen geschlossen, so kann es zu Zug- bzw. Schubrasseln kommen. Ein bei Automatgetrieben oft hervortretendes Geräuschphänomen ist das Heulen der Ölpumpe. Heultöne der eigentlichen Getriebeverzahnung können auf diese Weise sogar maskiert werden und werden erst auffällig, wenn der Pumpenpegel reduziert wird. Das Maskierungspotential von Heultönen kann formelmäßig bzw. aus Diagrammen ermittelt werden [7.41]. Bei Stufenlosgetrieben ist das Aufschlagen des Antriebsbandes an den Scheiben eine der Hauptverursacher von Geräuschen, überwiegend hörbar als Heulen. Umfangreiche Untersuchungen zur Gestaltung des Schubgliederbandes, der Scheiben und ihrer Oberflächen sowie des Drehzahl- und Lasteinflusses sind in [7.20] beschrieben. Aber auch bei dieser Getriebebauart stellt die Ölpumpe eine dominante Geräuschquelle dar.

7.5 Entwicklung geräuscharmer Getriebe

271

Ein weiteres, nicht dem Getriebe direkt zuweisbares Geräuschphänomen beim Fahrzeug, stellt das sog. Leerlaufdröhnen (engl. idle drumming) dar, das oft noch von starken Fahrzeugvibrationen begleitet wird. Dieser Fall tritt auf, wenn der Schaltwählhebel in Stufe „D“ oder „R“ positioniert ist und das Fahrzeug währenddessen steht. Durch die bereits relativ hohen, vom Drehmomentwandler übertragenen Drehmomente können die elastischen Gummilager der Motoraufhängung bereits in ihren Progressionsbereich gelangen, was zu entsprechend hohen, in die Karosserie eingeleiteten Kräften führt. Diese wiederum können Strukturbereiche oder Blechflächen anregen, wie etwa die Heckklappe oder Reserveradmulde, so dass es im Fahrzeuginnenraum zu starken Druckschwankungen im Bereich von 20–40 Hz kommt, die als sehr unangenehm empfunden werden [7.23]. Maßnahmen am Getriebe sind hierbei die Implementierung eines sog. „Neutral Idle“, bei dem die Vorlasten auf die Motoraufhängung durch teilweises Öffnen der Kupplungen verringert werden. Andere Maßnahmen, wie Erhöhung oder Absenkung der Leerlaufdrehzahl soweit möglich, oder auch Maßnahmen an der Karosserie bis hin zum Einsatz von Tilgern sind ebenfalls üblich. Siehe zu mechanischen Dämpfern bei Drehmomentwandlern auch Abb. 10.37 und 10.38. 7.5.2 Weg der Geräusche vom Entstehungsort zum Ohr

Die wichtigsten Getriebegeräusche entstehen an den Flanken der Zahnräder des Getriebes. Der Weg, den die Geräusche von hier bis zum Ohr einer Person, die durch diese belästigt wird, nehmen, beeinflusst deren Pegel und Charakter in vielfältiger Art und Weise. Der Luftschall, der innerhalb eines normal abgedichteten Getriebes entsteht und hohe Pegel aufweist, gelangt nicht in nennenswertem Maß nach außen, da er nicht energiereich genug ist, das Gehäuse entsprechend anzuregen. Die Schwingungen der Zahnradkörper werden – bei Festrädern direkt und bei Losrädern über die entsprechenden Lager – als Körperschall auf die Wellen des Getriebes übertragen. Die An- und Abtriebswelle leiten die Schwingungen außerhalb des Getriebes weiter. Der größte Teil wird jedoch über die Wellenlagerungen an das Gehäuse übertragen. Insbesondere die Biegeschwingungen der Wellen regen das Gehäuse an.

Abb. 7.25. Körper- und Luftschallwege

272

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Liegt die Anregungsfrequenz in der Nähe einer Eigenfrequenz des Gehäuses, werden die Schwingungen noch verstärkt, und entsprechend überhöhte Geräuschpegel treten auf. Vom Getriebegehäuse wird ein Teil direkt als Luftschall abgestrahlt, der andere als Körperschall über die Getriebeaufhängungen an die Karosserie weitergeleitet, Abb. 7.25. Auch die Antriebswellen können eine bedeutende Rolle bei der Weiterleitung des Körperschalls vom Getriebe über die Achse in die Karosserie spielen und sollten bei einer Geräuschpfadanalyse – hierbei wird unter Einbeziehung von Anregung und Transferpfaden eine Berechnung des zu erwartenden Fahrzeuginnengeräuschs durchgeführt – nicht vernachlässigt werden. Das vom Getriebe abgestrahlte Geräusch wird durch die Dämmeigenschaften der Karosserie, seltener durch eine eigens zur Geräuschminderung angebrachte Kapselung weiter beeinflusst. Ebenso hat das dynamische Verhalten der MotorGetriebeeinheit, der Getriebeaufhängung und der Karosserie als Ganzes einen wesentlichen Einfluss auf die Intensität, mit der der Körperschall weitergeleitet bzw. gedämpft wird. Hierbei spielt insbesondere das sog. „modal alignment“ eine maßgebliche Rolle, d.h. das frequenzmäßige Abstimmen der Komponenten mit ihren Systemresonanzen untereinander bei gleichzeitig bestmöglicher Separation von den Anregungsfrequenzen. Bei der Entwicklung von neuen Getrieben oder der Verbesserung von bestehenden Fahrzeugen müssen, neben dem Getriebe selbst, die verschiedenen Wege des Geräusches und deren Beeinflussung außerhalb des Getriebes immer auch berücksichtigt werden. 7.5.3 Beurteilungsmaßstäbe

Entscheidend für die Beurteilung von Getriebegeräuschen ist der subjektive Eindruck, den der Fahrer, die Fahrgäste bzw. Personen außerhalb des Fahrzeugs von diesen Geräuschen haben. Die Bewertung von Optimierungsmaßnahmen im Entwicklungsstadium von Fahrzeugen wird häufig von geschulten Testfahrern vorgenommen, die bestimmte Geräuschphänomene gemäß ihres subjektiven Höreindrucks benoten [7.12]. Eine gängige Bewertungsskala ist die so genannte „ATZ-Bewertung“, Tabelle 7.5. Das Evaluierungsteam muss seine Notenskala immer wieder untereinander vergleichen, um eine einigermaßen einheitliche und gleichmäßige Bewertung zu erhalten. Hierzu wird am besten ein Referenzzustand bzw. ein Referenzfahrzeug gewählt, an dem man sich immer wieder orientieren kann. Die Geräusche können hierzu auch mit einem so genannten Kunstkopf digital aufgezeichnet werden und zu einem späteren Zeitpunkt im Rahmen von Hörstudien abgespielt werden. Für eine detailliertere Ursachenanalyse reicht die subjektive Beurteilung jedoch nicht aus. Zur Bewertung und zum exakten Vergleich von Entwicklungsmaßnahmen an Getrieben sind deshalb objektive Daten notwendig. Dies sind zumeist Geräusch- oder Schwingungsdaten, die unter Betriebsbedingungen oder auch mit synthetischen Anregungen gemessen werden. Je nach Anregung und Erfassung lassen sich die Daten in Modal-, Betriebsschwingungs- oder Geräuschpfadanalysen etc. weiterverarbeiten und liefern damit wertvolle Informationen.

7.5 Entwicklung geräuscharmer Getriebe

273

Tabelle 7.5. Bewertungstabelle für Getriebegeräusche nach ATZ Note Attributbeurteilung Kundenzufriedenheit

1

2

3

nicht akzeptabel sehr unzufrieden

4

5 6 7 8 9 10 Grenzakzeptabel fall etwas sehr ziemlich zuaußerordentunzuzufriefrieden lich zufrieden frieden den

Für viele Untersuchungen ist es hilfreich, eine CAE basierte Analyse, z.B. mit FEM, durchzuführen. Der Effekt von Optimierungen lässt sich auf diese Weise deutlich schneller als mit Prototypenversuchen gewinnen. Voraussetzung ist dabei, ein Modell zu besitzen, das durch Versuche validiert wurde. Dies ist durch das Vorhandensein vieler Nichtlinearitäten, wie Spiele, Reibung etc. nicht immer der Fall. Die Verwendbarkeit und Aussagekraft von CAE-Modellen ist daher von Fall zu Fall sorgfältig zu prüfen. Das menschliche Geräuschempfinden hängt nicht nur vom Energieinhalt der Schallquellen, sondern auch ganz wesentlich von der Frequenzverteilung des Geräusches ab. Für reine Töne (sinusförmiger Schalldruckverlauf über der Zeit) wurde die Frequenzempfindlichkeit des Gehörs in umfangreichen Untersuchungen ermittelt. Auf den hierbei gewonnenen Ergebnissen beruht der so genannte A-Bewertungsfilter. Entsprechend der geringeren Empfindlichkeit des Gehörs bei tieferen Frequenzen wird der untere Frequenzbereich schwächer bewertet, Abb. 7.26.

Abb. 7.26. Frequenzbewertung für Schalldruckpegel. Verläufe für die Bewertungsfilter A, B, C und D

274

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Diese Bewertungsfunktion wurde international festgelegt und ist sehr einfach zu handhaben, zumal sie in allen gebräuchlichen Schallpegelmessgeräten fest eingebaut ist. Getriebegeräusche enthalten jedoch eine Mischung aus vielen Frequenzen und unterscheiden sich somit deutlich von reinen Tönen. Die A-Bewertung ist deshalb nicht mehr ohne weiteres gültig. Es wären komplexere Bewertungsverfahren notwendig, die zwar bekannt, aber aufgrund ihrer aufwendigen Durchführung wenig verbreitet sind. Werden jedoch ähnliche Geräusche – Geräusche mit ähnlichen spektralen Verteilungen – unter gleichen Bedingungen gemessen, sind die Abewerteten Pegel durchaus untereinander vergleichbar. Die Pegeleinheit Dezibel wurde so gewählt, dass 1 dB etwa der Unterscheidungsschwelle des menschlichen Gehörs entspricht. Bei der Addition der Pegel mehrerer Schallquellen müssen die der Schalleistung proportionalen Schallintensitäten der Einzelquellen addiert werden. Die Summe zweier gleich lauter Pegel ist somit um 3 dB größer als die der Einzelpegel. Hieraus resultiert, dass bei der Addition zweier Pegel, die sich um mehr als 6 dB unterscheiden, der leisere praktisch keinen Einfluss mehr hat, da die Summe weniger als 1 dB lauter ist als der lautere Einzelpegel.

Abb. 7.27. Frequenzanalyse von Getriebegeräuschen eines Lkw-Getriebes. a Maximaler und mittlerer Lärmpegel in Abhängigkeit von der Frequenz; b Lärmpegel in Abhängigkeit von der Drehzahl für die Linien 1, 2 („Ordnungsschnitte“) und den A-Pegel; c „Wasserfalldiagramm“

7.5 Entwicklung geräuscharmer Getriebe

275

Die Messung von Luftschall wird häufig in besonderen Räumen vorgenommen. Es werden schalltote Räume und Hallräume unterschieden. Sie kommen je nach Messaufgabe zur Anwendung. In schalltoten Räumen werden freifeldähnliche Bedingungen simuliert, in Hallräumen ein möglichst gleichmäßiges diffuses Schallfeld. Neben Luftschallmessungen werden auch Körperschallmessungen durchgeführt. Am häufigsten werden hierzu Beschleunigungssensoren verwendet, da sie einfach zu handhaben und leicht an der gewünschten Stelle des Getriebes angebracht werden können. Zumeist sind hierbei die Beschleunigungen an den Schnittstellen, z.B. an der elastischen Aufhängung, von Interesse speziell, zur Verfolgung der Ausbreitung des Körperschalls. Bei der Analyse von Getriebegeräuschen, insbesondere bei der Zuordnung eines Geräuschanteils zu einem bestimmten Bauteil des Getriebes, ist die Frequenzanalyse ein wichtiges Hilfsmittel. Mit der Dreh- und Zähnezahl lassen sich die Radpaare leicht herausfinden, die für bestimmte Pegelspitzen im Geräuschspektrum verantwortlich sind. Werden die bei jeweils fester Drehzahl aufgenommenen Amplituden-Frequenzverläufe im gesamten Drehzahlbereich des Getriebes hintereinander in Form eines Wasserfall- bzw. Campbell-Diagramms aufgetragen, lassen sich Eigenschwingungen leicht von drehzahlabhängigen Schwingungen unterscheiden. In Abb. 7.27 ist diese Charakteristik gut zu erkennen. Es ist deutlich zu sehen, dass z.B. bei Frequenzen von 1096 Hz (Abb. 7.27c: X) und 1490 Hz (Abb. 7.27c: Y) drehzahlunabhängige Schwingungen auftreten, während die gekennzeichneten Schwingungsverläufe 1 und 2 drehzahlabhängig sind. Abbildung 7.27b zeigt den Geräuschpegel zweier markanter Linien 1 und 2, die sog. „Ordnungsschnitte“ über der Drehzahl darstellen. Der Kurvenverlauf ergibt sich, indem man im Wasserfalldiagramm entlang der interessierenden Ordnung schneidet und dann senkrecht auf diese Schnittebene blickt. Der Gesamtpegel gibt neben dem Maximalgeräusch einen Hinweis, wie dominant der Beitrag einzelner Ordnungen ist. Abbildung 7.27a zeigt den maximalen bzw. mittleren Lärmpegel in Abhängigkeit von der Frequenz. Aus der Fülle an Informationen der gemessenen Zeitsignale werden neben einer Frequenz- und Ordnungsanalyse Kennwerte gebildet, die bestimmte Signalcharakteristika beschreiben [7.16]. Derartige Signalkennwerte werden zumeist auch für die Qualitätskontrolle von Getrieben als auch zur Überwachung von Getriebeprüfständen verwendet [7.10, 7.33]. Hierzu werden fast immer Körperschallsignale ausgewertet, die mit Beschleunigungsaufnehmern am Gehäuse gemessen werden. Die Auswertung erfolgt sowohl im Zeit- als auch im Frequenzbereich und konzentriert sich meist auf eine Analyse der Verzahnungsordnungen und ihrer Harmonischen. Durch eine Kombination von Kennwerten lässt sich eine treffsicherere Diagnose erzielen. 7.5.4 Gegenmaßnahmen

Das Entwicklungsziel „geräuscharmes Getriebe“ ist schon in der Planungs- und Entwurfsphase eines neuen Getriebes zu berücksichtigen, denn es ist deutlich schwieriger und teurer, an einem bestehenden Getriebe Geräuschminderungsmaß-

276

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

nahmen durchzuführen [7.22]. Deshalb wird bereits in der Konzeptphase ein sog. Target Setting durchgeführt, bei dem Zielwerte sowohl für die Anregung als auch für die Übertragung gesetzt werden, um ein bestimmtes Fahrzeuginnengeräusch zu erzielen. Eine analoge Vorgehensweise ergibt sich für das Außengeräusch oder die vom Fahrer gefühlten Vibrationen. Dies ist in Abb. 7.28 schematisch dargestellt. Bei den Gegenmaßnahmen kann zwischen aktiven Maßnahmen, die die Anregung der Geräusche vermindern, und passiven Maßnahmen, die deren Ausbreitung betreffen, unterschieden werden, Tabelle 7.6. Die aktiven Maßnahmen beeinflussen somit immer nur eine spezielle Schwingungs- bzw. Geräuschart. Aktive Maßnahmen, die die Schwingungen der leistungsführenden Radpaare vermindern sollen, betreffen die Geometrie und die Fertigungsqualität der Verzahnung. Eine große Profil- und Sprungüberdeckung (Hoch- und Schrägverzahnung) vermindert die Ungleichförmigkeit der resultierenden Zahnsteifigkeit und mildert den Eingriffsstoß.

Abb. 7.28. Target Setting-Prozess in der Konzeptphase der Fahrzeugentwicklung

7.5 Entwicklung geräuscharmer Getriebe

277

Tabelle 7.6. Aktive und passive Maßnahmen zur Verminderung von Getriebegeräuschen Aktive Maßnahmen/Verminderung der Geräuschanregung Innere Äußere Schwingungen belasteter Zahnräder Verzahnungsgeometrie: Betriebszustand (meist nicht beeinflussbar): − Schrägverzahnung (εα + εβ > 2,5) − Drehzahl − Hochverzahnung (εα > 2, nicht: 2,5) − Drehmoment − Profilkorrektur (Kopfrücknahme) − Keine ganzzahligen Zähnezahlverhältnisse Verzahnungsqualität: − Toleranzen (IT 7 bis IT 4) − Bearbeitungsverfahren: Schleifen, Schaben, Honen (Oberfläche) Losteilschwingungen Drehschwingungen der Getriebewellen − Spieleinengung reduzieren: − Anordnung der Losräder − Abkopplung des Motors: Torsions− Art der Synchronisierung dämpfer in Kupplungsscheibe oder − Erhöhung des Schleppmoments Zwei-Massen-Schwungrad − Direkte Maßnahmen: − Verminderung von ResonanzüberVerspannen von Losrädern oder höhungen durch Tilger Synchronringen (z.B. mechanisch, magnetisch) Passive Maßnahmen / Verminderung der Schallausbreitung Körperschallübertragung innerhalb des Getriebes vermindern: − Lager und Lageraufnahme Schwingungen des Gehäuses vermindern: − Gehäusegestaltung (Verrippung) − Gehäusewerkstoff Körperschallübertragung an Karosserie vermindern: − Konzept der Aufhängung von Getriebe und Motor − Separation von Anregungs- und Systemeigenfrequenzen − Hohe Isolation durch möglichst weiche Aufhängung und hohe dynamische Anbindungssteifigkeit an der Karosserie Kapselung des Getriebes

Die last- und damit verformungsbedingten Eingriffsstörungen werden einmal durch Profilkorrekturen (Kopfrücknahme, Breitenballigkeit) reduziert. Zum anderen müssen Radkörper, Wellen, Lager und Gehäuse möglichst steif ausgeführt und frequenzmäßig voneinander getrennt werden, damit die dynamischen Verformungen nicht zu groß werden. Die Fertigungsqualität der Verzahnung ist wesentlich für die Abwälzgeräusche verantwortlich. Die Drehzahl, mit der das Getriebe betrieben wird, hat einen großen Einfluss auf die Geräusche, die von den belasteten Rädern ausgehen, die Belastung einen geringeren. Beide Betriebsparameter sind jedoch normalerweise nicht veränderbar.

278

7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Das Ausmaß der Losteilschwingungen wird im Getriebe selbst durch drei Parameter beeinflusst. Das Spiel und die Massenträgheitsmomente sollten möglichst klein und das Schleppmoment auf die einzelnen Losteile möglichst groß gehalten werden. Da viele funktionale Randbedingungen eingehalten werden müssen, etwa die Funktion des Getriebes auch bei tiefen Außentemperaturen, hoher Wirkungsgrad etc., ist das Potential zur Geräuschabsenkung hier nicht sehr groß. Wenn die Amplitude der Drehschwingungen der Getriebewellen entsprechend reduziert wird, können die Klapper- und Rasselgeräusche deutlich vermindert oder sogar vermieden werden. Bei der Abkopplung der Motorungleichförmigkeit liegt somit ein großes Potenzial zur Geräuschminderung. Zur Beseitigung von Schaltgeräuschen können noch keine allgemeingültigen Hinweise gegeben werden; es ist für jedes Getriebe eine spezielle Abstimmung und Optimierung notwendig. Außer den Synchronisierungskomponenten selbst ist jeweils das dynamische Verhalten des gesamten Triebstrangs während des Schaltvorgangs zu berücksichtigen. Passive Maßnahmen im Getriebe betreffen insbesondere die Körperschallübertragung von den Zahnrädern über die Wellen zum Gehäuse. Hier sollte ein möglichst weiches Isolationselement (Gummikörper) als Tiefpassfilter für die hochfrequenten Schwingungen dienen, ohne dass unzulässige Auslenkungen unter Last auftreten. Der Gestaltung des Getriebegehäuses ist besondere Bedeutung beizumessen. Geräuschintensive Eigenschwingungsformen der Getriebewände müssen vermieden werden. Bei Versteifungsmaßnahmen ist zu berücksichtigen, dass Außenrippen zwar einfacher herstellbar sind, jedoch die Abstrahlfläche erhöhen. Der Gehäusewerkstoff hat ebenfalls einen großen Einfluss auf die Schallabstrahlung. Die heute meist verwendeten Leichtmetalllegierungen haben wesentlich schlechtere Dämpfungseigenschaften als z.B. Grauguss. Die Körperschallübertragung auf die Karosserie ist durch die Abstimmung des gesamten Antriebsstrangs zu minimieren. Eine wesentliche Rolle spielt hierbei das bereits erwähnte modal alignment, bei dem Gehäuse-, Aufhängungs-, Lagerkörper- und Karosserieresonanzen aufeinander abgestimmt werden müssen, so dass keine gegenseitige Verstärkung stattfinden kann. Abbildung 7.29 zeigt als Beispiel das Ergebnis der Rechnung einer Modalanalyse. Bei der gezeigten Schwingungsform handelt es sich um das so genannte „powertrain bending“, einer Biegung der Motor-Getriebeeinheit, deren Frequenz von der Steifigkeit des Getriebes mitbestimmt wird. Die Frequenzlage dieser Schwingungsmode wird so optimiert, dass sie deutlich außerhalb der anregenden dominanten Motorordnungen liegt. Für ein detailliertes modal alignment müssen jedoch deutlich mehr Moden berücksichtigt werden. Bei der Optimierung von Resonanzfrequenzen, Massen und Steifigkeiten kommt es fast immer zu Konflikten mit anderen Fahrzeugattributen, beispielsweise wegen Bauraum (Package), Karosseriesteifigkeiten (Safety/Crash), Fahrdynamik und -komfort und Dauerhaltbarkeit wegen Gummilagersteifigkeiten und der damit eng verknüpften Lebensdauer des Isolationskörpers der Motor-/Getriebeaufhängung. Durch eine Kapselung des Getriebes kann die Luftschallabstrahlung nahezu vollkommen unterbunden werden. Großes Gewicht, thermische Probleme und der Preis sprechen gegen diese Maßnahme.

7.5 Entwicklung geräuscharmer Getriebe

279

Abb. 7.29. Powertrain Bending (lateral), Resultat einer berechneten Modalanalyse (FE)

Die Wirksamkeit bestimmter Maßnahmen muss letztendlich am Gesamtfahrzeug verifiziert werden. Optimierungsschritte auf System- oder Komponentenebene lassen sich jedoch an Prüfständen bzw. mittels CAE basierten Rechnungen, z.B. FEM, durchführen. Hierbei bewährt sich insbesondere auch die Verwendung sog. Hybridmodelle, die experimentell ermittelte Größen, wie etwa die Geräuschtransferfunktion, in die Rechnung einbeziehen und eine realistischere Vorhersage ermöglichen.

8 Auslegung und Gestaltung von Wellen

Getriebewellendurchmesser bestimmen maßgeblich die Größe eines Getriebes

Eine besondere Bedeutung bei der Auslegung von Fahrzeuggetrieben kommt der Gestaltung und Berechnung der Getriebewellen zu. Die Wellendurchmesser bestimmen entscheidend den Achsabstand eines Getriebes und damit seine Größe. Getriebewellen müssen daher besonders sorgfältig auf Festigkeit und Verformung ausgelegt werden.

8.1 Fahrzeuggetriebetypische Anforderungen 8.1.1 Anordnung von Wellen in Fahrzeuggetrieben In Abb. 8.1a ist die Wellenanordnung – Antriebswelle, Vorgelegewelle und Hauptwelle – eines zweistufigen Vorgelegegetriebes für Standardantrieb dargestellt. Abbildung 8.1b zeigt die Wellenanordnung für ein einstufiges Vorgelegegetriebe für Front-Quer-Einbau.

Abb. 8.1. Charakteristische Wellenanordnungen in Fahrzeuggetrieben. a Zweistufiges koaxiales Vorgelegegetriebe („3-Wellengetriebe“); b einstufiges Vorgelegegetriebe für Front-Quer-Einbau

8.1 Fahrzeuggetriebetypische Anforderungen

281

8.1.2 Beanspruchung und Festigkeitsauslegung Die Auslegung von Getriebewellen auf Betriebsfestigkeit erfolgt wie in Abschn. 7.4 „Betriebsfestigkeit und Lebensdauer“ beschrieben. Bei der Festlegung der Lastkollektive für die Auslegung der Getriebewellen, den so genannten „Auslegungskollektiven“, ist folgendes zu beachten: • Anfahr- und Schaltvorgänge sind weitgehend fahrerabhängig und daher einer breiten Streuung unterworfen. Sie haben aber wie Fehlbedienungen (z.B. durch Abrutschen des Fußes vom Kupplungspedal und dadurch verursachtem hohem Einkuppelstoß) entscheidenden Einfluss auf die Lebensdauer der Getriebewellen und • Das aus einem Belastungsverlauf gewonnene Lastkollektiv ist abhängig vom angewandten Klassierverfahren. Siehe dazu auch Abschn. 7.4.2 „Lastkollektiv und Zählverfahren“. So können Lastkollektive, die beispielsweise für Zahnräder nach dem Klassendurchgangsverfahren ermittelt wurden, nicht ohne weiteres für die Betriebsfestigkeitsauslegung von Getriebewellen verwendet werden. Beim Klassendurchgangsverfahren gehen die Informationen über Amplitude und Mittelwert der einzelnen Schwingung verloren. Für die Betriebsfestigkeitsberechnung von Wellen sind daher zweiparametrige Zählverfahren wie die Rainflow-Zählung vorzuziehen. Sie berücksichtigen die Amplitude und den Mittelwert eines jeden Schwingspiels. Die Auslegung von Getriebewellen kann nach drei Gesichtspunkten erfolgen: 1. Vorauslegung der Wellendurchmesser (Abschn. 8.3.7): Hierbei erfolgt bei bekannter Belastung eine erste Abschätzung der erforderlichen Wellendurchmesser. 2. Auslegung auf Dauerfestigkeit (Abschn. 8.3.8): Die Auslegung erfolgt anhand der maximal auftretenden Belastung; diese muss dauerfest ertragen werden können. Zur Auslegung wird das maximale Motormoment Tmax herangezogen. Ein komplett dauerfest ausgelegtes Getriebe ist in der Regel überdimensioniert. 3. Auslegung auf Betriebsfestigkeit (Abschn. 8.3.9): Die Getriebewellen werden aufgrund ermittelter Lastkollektive auf eine endliche Lebensdauer ausgelegt. Dazu müssen Auslegungskollektive festgelegt und bei Zahnradgetrieben zusätzlich zu den Beanspruchungsklassen auch die Weganteile in den verschiedenen Gängen berücksichtigt werden. Durch die in Fahrzeuggetrieben typische Anordnung der Wellen ergeben sich unter Festigkeitsgesichtspunkten besonders ungünstige Bedingungen. Große Lagerabstände verursachen hohe Biegemomente, und durch Wellenabsätze, Einstiche, Bunde, Lagersitze etc. entstehen sehr viele Kerbstellen, Abb. 8.2.

282

8 Auslegung und Gestaltung von Wellen

Abb. 8.2. Typische Kerbstellen an Getriebewellen: 1 Gewinde; 2 Nut für Sicherungsblech; 3 Lagersitz; 4 Passfedernut; 5 Querbohrung; 6 Nut für Sicherungsring; 7 Absätze

8.1.3 Durchbiegung Fahrzeuggetriebe besitzen lange Wellen mit großen Lagerabständen und werden meist unsymmetrisch belastet. Dies führt zu großen Durchbiegungen f und großen Biegewinkeln ϕ, Abb. 8.3. Die daraus resultierende Schiefstellung der Zahnräder verursacht ein einseitiges Tragbild, d.h. die tragende Breite verringert sich und damit erhöht sich die Beanspruchung der Zähne, Abb. 8.4. Um dies zu vermeiden, muss zusätzlich zur Festigkeitsberechnung auch die Wellendurchbiegung sehr genau nachgerechnet werden, wobei Gehäuse- und Lagerverformungen nach Möglichkeit mit zu berücksichtigen sind. 8.1.4 Schwingungsprobleme Schwingungen im Antriebsstrang stellen an die Auslegung des Getriebes besondere Anforderungen. Eine Untersuchung des Schwingungsverhaltens ist schon deshalb unerlässlich, weil die durch dynamische Effekte hervorgerufenen Spannungsspitzen und Verformungen erhebliche Werte annehmen können. Die versteifende Wirkung von Lagern und Naben, aber auch die Einflüsse von Losrädern und Synchronisierungen können dabei allerdings kaum erfasst werden.

Abb. 8.3. Durchbiegung f und Biegewinkel ϕ bei Wellen mit großen Lagerabständen und unsymmetrischer Belastung

8.2 Allgemeine Gestaltungshinweise

283

Abb. 8.4. Tragbild: a Gleichmäßiges Tragbild; b einseitiges Tragbild

Das dynamische Verhalten eines Getriebes muss immer in Verbindung mit dem Gesamttriebstrang gesehen werden. Schwingungsuntersuchungen können auf Prüfständen und durch Rechnersimulation erfolgen. Dazu sind zahlreiche Rechenmodelle bekannt [8.2, 8.10]. Sie beruhen auf linear oder nichtlinear gekoppelten Mehrkörpersystemen. Häufig interessieren dabei die so genannten „kritischen Drehzahlen“. Durch Unwuchten der umlaufenden Massen entstehen schwingungserregende Kräfte. Getriebewellen mit umlaufenden Zahnrädern, Synchronisierungen etc. haben mehrere biegekritische Drehzahlen, die zu Biegeschwingungsresonanz führen. Für hohe Laufruhe und lange Lebensdauer des Getriebes sind möglichst hohe kritische Drehzahlen anzustreben. Man unterscheidet zwischen: • Torsionsschwingungen: Nieder- und hochfrequente Schwingungen, hervorgerufen in erster Linie durch die Ungleichförmigkeiten des Verbrennungsmotors, s. auch Abb. 5.16 und • Biegeschwingungen: Höherfrequente Schwingungen der Getriebewellen. Eine mögliche Anregung kann z.B. durch den Zahneingriff hervorgerufen werden. Siehe dazu auch Abb. 7.23 „Verlauf der Gesamt-Zahnsteifigkeit“.

8.2 Allgemeine Gestaltungshinweise Die im vorangegangenen Abschnitt aufgeführten fahrzeuggetriebetypischen Probleme führen zu drei Hauptforderungen an die Gestaltung von Getriebewellen: 1/ Kerbstellen vermeiden! 2/ Biegemomente herabsetzen! 3/ Kritische Drehzahlen heraufsetzen! Zur Erfüllung dieser Forderungen sind folgende Gestaltungsregeln zu beachten: • Lagerabstände durch gedrängte Bauweise verringern, • Stark belastete Zahnräder dicht an Lager setzen, damit Durchbiegungen und Biegemomente reduziert werden und die biegekritischen Drehzahlen hoch liegen,

284

8 Auslegung und Gestaltung von Wellen

• Bei Durchmesserübergängen das Verhältnis D/d ≈ 1,4 nicht überschreiten. Außerdem die Übergänge möglichst nicht mit Wellenschulter, sondern konisch oder mit Rundungsradius ausführen, • Keilwellenverbindungen oder Ölpressverbände einer Passfederverbindung vorziehen, • Rechteck-Ringnuten durch Entlastungskerben oder Ausrundung der Innenkanten entschärfen, Abb. 8.5a, • Sicherungsringe möglichst nur am Wellenende anordnen, im mittleren Wellenbereich zur axialen Sicherung Distanzhülsen verwenden, • Herabsetzung der Kerbwirkung an Wellenabsätzen, Abb. 8.5b: 1 Entlastungskerbe am Übergang durch ausgerundete, axiale Einstechnut; 2 Großer Ausrundungsradius; 3 Radiale Entlastungskerben; 4 Zusätzliche Kerben im Übergangsbereich, • Wellen mit aufgesetzter Nabe am Nabensitz verdicken, großen Übergangsradius vorsehen und Nabendicke zum Rand hin verringern, Abb. 8.5c, • Querbohrungen werden entschärft durch Entlastungskerben neben der Bohrungsmündung, durch Vergrößerung des Wellendurchmessers mit großen Übergangsradien oder durch Nachpressen der Bohrungsränder mit einem ebenen Druckstück, Abb. 8.5d, • Allmähliche Kraftumlenkung durch Entlastungskerben, Abb. 8.5e, • Wellen präzise auswuchten, um Fliehkräfte und damit verbundene Biegeschwingungen klein zu halten und • Massenträgheitsmoment der auf der Welle befestigten Bauteile reduzieren, um Durchbiegungen zu vermindern und kritische Drehzahlen heraufzusetzen.

Abb. 8.5. Möglichkeiten zur Herabsetzung der Kerbwirkung durch konstruktive Maßnahmen [8.6]

8.3 Festigkeitsauslegung einer Getriebeantriebswelle

285

8.3 Festigkeitsauslegung einer Getriebeantriebswelle Für die in Abb. 8.1b dargestellte Getriebeantriebswelle soll eine Festigkeitsberechnung exemplarisch durchgeführt werden. Abhängig vom eingelegten Gang ergeben sich unterschiedliche Belastungsverhältnisse, so dass der folgende Berechnungsgang für jeden Gang und außerdem für die Lastfälle Zug und Schub durchgeführt werden muss, um die am höchsten belastete Stelle und die größte Durchbiegung zu bestimmen. Die gezeigte Berechnung beschränkt sich auf statisch bestimmte Fälle, d.h. auf zweifach gelagerte Getriebewellen. Mehrfach gelagerte Wellen sind statisch unbestimmt und erfordern einen hohen Rechenaufwand, der bei Wellen mit abgestuften Durchmessern von Hand nicht mehr bewältigt werden kann, s. dazu Kap. 8.4. 8.3.1 Belastung Bei der Auslegung geht man nun zunächst vom maximalen Motormoment Tmax aus. (Durch Einkuppelstöße kann das Getriebeeingangsmoment kurzzeitig auch mehr als doppelt so hohe Werte erreichen.) Soll eine andere Welle als eine Getriebeantriebswelle (Getriebeeingangswelle) berechnet werden, so ist das in der Welle wirksame Drehmoment mit Hilfe der Übersetzung des eingelegten Gangs zu bestimmen. Angreifende äußere Lasten wie Zahn- und Lagerkräfte werden als Punktlasten angenommen. Die Kräfte werden im Koordinatensystem des Antriebsstrangs festgelegt, die x-Achse entspricht der Wellenachse. Man kommt so zu den in Abb. 8.6 dargestellten Kraftverhältnissen an der Antriebswelle.

Abb. 8.6. Belastung der Getriebeantriebswelle des Berechnungsbeispiels (einstufiges Vorgelegegetriebe)

286

8 Auslegung und Gestaltung von Wellen

Ft =

2 Tmax dW

Fr = Ft

tanα n cosβ

Fa = Ft tanβ

(8.1)

(8.2)

(8.3)

Abb. 8.7. Kraftverhältnisse an den Zahnflanken eines schrägverzahnten Stirnrads

Als erstes müssen nun die Kräfte an den Zahnflanken bestimmt werden, die vom jeweiligen eingelegten Gang und von der Art der Verzahnung abhängig sind. Bei schrägverzahnten Zahnrädern entstehen zusätzlich zu Tangential- und Radialkräften auch Axialkräfte. Abb. 8.7 verdeutlicht die Kraftverhältnisse an den Zahnflanken eines schrägverzahnten Stirnrads. Die Tangential-, Radial- und Axialkräfte berechnen sich dabei nach den in Abb. 8.7 aufgeführten Gleichungen. Der Radius zum Krafteinleitungspunkt hängt bei Stirnrädern vom Betriebswälzkreisdurchmesser dW ab

ri =

dW . 2

(8.4)

Die Gleichungen für die Kräfte Ft, Fr, Fa sowie für ri an gerad- und spiralverzahnten Kegelrädern sind in Tabelle 8.1 zusammengestellt. Liegt ein räumlicher Belastungsfall vor, d.h. Ft und Fr liegen nicht in den vorgegebenen Koordinatenebenen, muss eine Umrechnung in y- und z-Komponenten erfolgen, Abb. 8.8.

Abb. 8.8. Umrechnung von Tangential- und Radialkräften in y- und z-Komponenten beim räumlichen Belastungsfall

8.3 Festigkeitsauslegung einer Getriebeantriebswelle Tabelle 8.1. Kraftverhältnisse an gerad- und spiralverzahnten Kegelrädern

287

288

8 Auslegung und Gestaltung von Wellen

Fy = Ft cosξ + Fr sinξ ,

(8.5a)

Fz = Ft sinξ − Fr cosξ .

(8.5b)

Bei der Aufstellung der Momentengleichgewichte ist darauf zu achten, dass die wirksamen Hebelarme in diesem Fall reduziert sind, Abb. 8.8. 8.3.2 Lagerreaktionen

Mit den äußeren Kräften werden die Lagerkräfte FL1 und FL2 berechnet. Die Bestimmung der Lagerreaktionen an den Lagerstellen erfordert die Aufstellung der Kräftegleichgewichte (∑F = 0) in x-, y- und z-Richtung sowie der Momentengleichgewichte (∑M = 0) um die y- und z-Achse bezüglich des Koordinatenursprungs. Für die Lagerberechnung, Abschn. 11.1.2, sind neben den axialen die resultierenden radialen Lagerkräfte von Bedeutung 2 2 FL1 = FL1, y + FL1,z ,

(8.6a)

2 2 FL2 = FL2, y + FL2,z .

(8.6b)

8.3.3 Die räumliche Balkenbiegung

Im allgemeinen Fall der räumlichen Balkenbiegung ist es wichtig, eine genaue Vorzeichenfestlegung für die Schnittreaktionen am Balken-Schnittufer zu treffen. Abb. 8.9 zeigt die für die Berechnung von Getriebewellen gewählte Vorzeichenfestlegung. In der xz-Ebene, Abb. 8.9a, weisen die Schnittreaktionen – Querkraft FQ,z und Biegemoment Mb,y – in Richtung der positiven Koordinatenachsen, d.h. Mb,y dreht positiv um die y-Achse.

Abb. 8.9. Vorzeichenfestlegung für die Schnittreaktionen am positiven Balken-Schnittufer an der Stelle xi. a xz-Ebene; b xy-Ebene

8.3 Festigkeitsauslegung einer Getriebeantriebswelle

289

In der xy-Ebene dagegen, Abb. 8.9b, weist nur die Querkraft FQ,y in positive Koordinatenrichtung. Das Biegemoment Mb,z dreht negativ um die z-Achse, behält aber dieselbe Orientierung zu FQ,y wie Mb,y zu FQ,z in der xz-Ebene. Genau diese Orientierung jedoch ist ausschlaggebend für die Beziehung zwischen Querkraft und Biegemoment. In der Technischen Mechanik hingegen ist es üblich, für die Schnittreaktionen ein geschlossenes Rechtssystem einzuführen. Konkret wäre also das Biegemoment Mb,z in der xy-Ebene, Abb. 8.9b, entgegen der gezeigten Richtung positiv definiert. Damit besteht kein analoger Zusammenhang mehr zwischen xz- und xy-Ebene, d.h. für beide Ebenen müssen dann gesonderte Herleitungen aufgestellt werden, mit z.T. wechselnden Vorzeichen. Das ist sozusagen der Preis, der für eine geschlossene, wissenschaftlich exakte Darstellung in einem räumlichen System zu zahlen ist. Die hier getroffene Vorzeichenfestlegung dagegen hat den entscheidenden Vorteil, dass xz- und xy-Ebene völlig analog behandelt werden können, was die Beziehung zwischen Querkraft und Biegemoment angeht. Folgendes sollte jedoch beachtet werden:

• Ein positives Vorzeichen im berechneten Kraft- oder Momentenverlauf bedeutet positiv im Sinne der getroffenen Vorzeichenfestlegung! • Gleichungen über die Beziehung zwischen Querkraft, Biegemoment, Durchbiegung oder Richtung von Spannungen haben nur unter Beachtung der getroffenen Vorzeichenfestlegung Gültigkeit. Dies ist insbesondere wichtig bei Vergleichen mit anderer Literatur oder Ergebnissen von Berechnungsprogrammen. Ein weiteres Problem bei der anschließenden Aufstellung der Kraft- und Momentenverläufe stellt die Einleitung von Einzelkräften und -momenten dar. Dadurch weisen die Kraft- und Momentenverläufe an den jeweiligen Stellen xi Sprünge auf. Diese Unstetigkeiten lassen sich durch die Einführung der so genannten „Heavyside’schen Sprungfunktion“ überwinden, mit deren Hilfe sich nicht analytische Funktionen „geschlossen“ darstellen lassen,

für x ≤ xi ⎧0 . ⎩ ( x − xi ) für x > xi

{x − xi } = ⎨

(8.7a)

Insbesondere lässt sich eine Einheits-Sprungfunktion definieren als

{x − xi }0

⎧0 =⎨ ⎩1

für x ≤ xi für x > xi

.

(8.7b)

8.3.4 Kraft- und Momentenverläufe

Zur Berechnung der Spannungen in der Getriebewelle müssen Biege- und Torsionsmomente an jeder Stelle der Welle bekannt sein.

290

8 Auslegung und Gestaltung von Wellen

Abb. 8.10. Entstehung eines Kippmoments bei Axialkräften durch Schrägverzahnung

Zur Bestimmung des Biegemomentenverlaufs Mb(x) muss zunächst der Querkraftverlauf FQ(x) aufgestellt werden. Anschließend lässt sich der Biegemomentenverlauf durch Integration aus dem Querkraftverlauf berechnen zu

∫

M b ( x) = FQ ( x) dx + C .

(8.8)

Durch die getroffene Vorzeichenfestlegung von Abb. 8.9 hat die Gl. (8.8) sowohl in der xz- als auch in der xy-Ebene Gültigkeit. Die Randbedingungen zur Bestimmung der Integrationskonstanten C ergeben sich aus der Summe aller Einzelmomente links der Stelle xi. Zu beachten ist die Einleitung von Einzelmomenten, wie z.B. das Kippmoment, das durch die Axialkraft eines schrägverzahnten Zahnrads hervorgerufen wird, Abb. 8.10. Dadurch ändert sich die Summe aller Einzelmomente, und es entsteht an der Stelle xi ein Sprung im Biegemomentenverlauf. Dieser muss mit Hilfe der Heavyside’schen Sprungfunktion, Gl. (8.7), beschrieben werden. In der xz-Ebene ergibt sich nach Abb. 8.6 der Querkraftverlauf zu FQ,z ( x) = − FL1,z + Fr {x − xi } 0 .

(8.9)

Der Biegemomentenverlauf lässt sich nun durch Integration aus dem Querkraftverlauf berechnen. Zu beachten ist, dass sich an der Stelle xi durch die vorhandene Axialkraft ein Sprung im Biegemomentenverlauf vom Betrag Fa ri ergibt

M b, y ( x) = − FL1,z x + Fr {x − xi }1 − Fa ri {x − xi } 0 .

(8.10)

Analoges Vorgehen ergibt in der xy-Ebene FQ, y ( x) = FL1,y − Ft {x − xi } 0

(8.11)

und daraus M b,z ( x) = FL1,y x + Ft {x − xi }1 .

(8.12)

8.3 Festigkeitsauslegung einer Getriebeantriebswelle

291

Abb. 8.11. Darstellung der qualitativen Kraft- und Momentenverläufe des Berechnungsbeispiels nach Abb. 8.6. a Querkraftverlauf FQ (x); b Biegemomentenverlauf Mb (x); c Torsionsmomentenverlauf Mt (x)

Für die sich anschließende Spannungsberechnung ist nur der Betrag des resultierenden Biegemoments ausschlaggebend

M b ( x) = M b,2 y ( x) + M b,2 z ( x) .

(8.13)

Der Torsionsmomentenverlauf Mt (x) in der Getriebewelle ergibt sich aus dem Momentengleichgewicht um die x-Achse zu

M t ( x) = −Tmax + Ft ri {x − xi } 0 .

(8.14)

Die ermittelten Kraft- und Momentenverläufe lassen sich auch zeichnerisch darstellen, s. Abb. 8.11. Leicht ist zu erkennen, wie der Biegemomentenverlauf, Abb. 8.11b, aus dem Querkraftverlauf, Abb. 8.11a, durch Integration hervorgeht. Das Torsionsmoment ist zwischen Krafteinleitung und -ausleitung konstant und vom Betrag Tmax, Abb. 8.11c. 8.3.5 Kritischer Querschnitt

Im kritischen, höchstbeanspruchten Querschnitt wirkt die größte Vergleichsspannung, d.h. an dieser Stelle muss nachgewiesen werden, dass die Welle die auftretende Belastung mit der erforderlichen Sicherheit ertragen kann. Die Nachrechnung des kritischen Querschnitts ist sehr wichtig für eine erfolgreiche Auslegung.

292

8 Auslegung und Gestaltung von Wellen

Kann der kritische Querschnitt nicht genau vorhergesagt werden, müssen mehrere Querschnitte nachgerechnet werden. Zur Bestimmung des kritischen Querschnitts können folgende Kriterien herangezogen werden: • Maxima von Biege- und Torsionsmomentenverläufen (Abb. 8.11 Stelle xi), • Kleine Wellendurchmesser und • Kerbstellen. Ausschlaggebend sind oft die Spannungsspitzen an den Kerbstellen! Der kritische Querschnitt braucht also nicht zwingend mit dem Maximum der Momentenverläufe zusammenzufallen. 8.3.6 Spannungen

Bei der Berechnung der wirksamen Spannungen in Getriebewellen vernachlässigt man im Allgemeinen die durch Längskraft hervorgerufene Normalspannung sowie die durch Querkraft hervorgerufene Schubspannung. Ausschlaggebend sind die durch Biege- und Torsionsmoment hervorgerufenen Spannungen. Nennspannungen

Im Kerbgrund tritt der Maximalwert σmax auf, der je nach Kerbschärfe mehr oder weniger hoch über der Spannung σn liegt, die in einer ungekerbten Welle mit dem Kerbgrundquerschnitt herrschen würde. σn wird als Nennspannung bezeichnet. Bei der Berechnung der Biege- und Torsions-Nennspannungen ist folgendes zu beachten: • Für die Ermittlung der Biege-Nennspannung ist der Betrag des resultierenden Biegemoments Mb nach Gl. (8.13) maßgebend, da Getriebewellen umlaufen und einen kreisförmigen Querschnitt besitzen. • Befindet sich der kritische Querschnitt an einer Sprungstelle des Momentenverlaufs, so ist mit dem betraglich größeren Wert des Moments zu rechnen. Biege-Nennspannung:

σ b,n =

Mb , Wb

(8.15a)

Torsions-Nennspannung:

τ t,n =

Mt . Wt

(8.15b)

Kerbspannungen

Durch die Spannungserhöhung im Kerbgrund vergrößern sich die Nennspannungen bei statischer Beanspruchung um die Formzahl α k und bei dynamischer Beanspruchung um die Kerbwirkungszahl β k. Es gilt also

8.3 Festigkeitsauslegung einer Getriebeantriebswelle

bei statischer Beanspruchung

bei dynamischer Beanspruchung

293

σ b,max = α k,b σ b,n ,

(8.16a)

τ t,max = α k, t τ t,n ,

(8.16b)

σ b,max = β k,b σ b,n ,

(8.16c)

τ t,max = β k, t τ t,n .

(8.16d)

Selbstverständlich wird eine Getriebewelle immer dynamisch belastet sein, doch falls sich die β k-Werte nur sehr schwer oder gar nicht ermitteln lassen, kann auch mit den statischen Formzahlen α k gerechnet werden, man begeht dabei einen vertretbaren Fehler zur sicheren Seite hin. Bei dynamischer Beanspruchung wirkt sich nämlich die für statische Beanspruchung maßgebliche Formzahl α k nicht voll auf die Spannungserhöhung aus, es gilt

1 ≤ βk ≤ αk , wobei

β k = 1 Kerbunempfindlichkeit und β k = α k volle Kerbempfindlichkeit bedeutet.

Tabelle 8.2. Ermittlung der statischen Formzahl αk aus der Wellengeometrie

(8.17)

294

8 Auslegung und Gestaltung von Wellen

Abb. 8.12. Ermittlung der Kerbwirkungszahl β k nach Rühl [8.7]. Ablesebeispiel: Rm= 750 N/mm2, α k = 2,3 ⇒ β k = 2,22

Die statischen Formzahlen αk lassen sich aus der Wellengeometrie bestimmen, sie können für verschiedene Beanspruchungsarten aus Tabelle 8.2 entnommen werden. Für die Ermittlung der dynamischen Kerbwirkungszahl β k bieten sich verschiedene Berechnungsverfahren an [8.4, 8.7–8.9, 8.11]. Richtwerte für β k können außerdem [8.5] oder [8.6] entnommen werden. Nach Rühl [8.7] kann die Kerbwirkungszahl β k in Abhängigkeit von der Formzahl α k, der Zugfestigkeit Rm und der Beanspruchungsart ermittelt werden, Abb. 8.12 zeigt links die aus Versuchen ermittelte Abhängigkeit 1/ β k von α k. Da dieses Diagramm nur für Stahl mit Rm = 550 N/mm2 gilt, ist 1/ β k für Stähle mit anderem Rm mit Hilfe von Abb. 8.12 rechts umzurechnen. Sollte aus dem Diagramm folgen: β k > α k, so ist infolge Gl. (8.17) β k = α k zu setzen. Vergleichsspannung

Die Vergleichsspannung aus Biege- und Torsionsspannung errechnet sich bei der Auslegung von Getriebewellen nach der Gestaltänderungsenergiehypothese (GEH) zu σ v = σ b,2 max + 3 (α0 τ t,max ) 2 ,

(8.18)

mit dem „Anstrengungsverhältnis“

α0 =

σ zul entsprechend zeitl. Verlauf von σ σ zul (σ ) = , σ zul entsprechend zeitl. Verlauf von τ σ zul ( τ )

(8.19)

das den Einfluss unterschiedlicher Belastungsfälle für σ b und τ t berücksichtigt. Mit Hilfe von α 0 wird die Torsionsspannungskomponente τ t in den zeitlichen Verlauf der Biegespannungskomponente σ b überführt. Häufige Fälle (gleiche Sicherheiten für σ b und τ t vorausgesetzt) sind

8.3 Festigkeitsauslegung einer Getriebeantriebswelle

295

Abb. 8.13. Grenzlinien der ertragbaren Spannungskomponenten

σ b wechselnd⎫ ⎬ α0 = 1 , τ t wechselnd ⎭

(8.20a)

σ b, W σ b wechselnd⎫ ≈ 0,7 . ⎬ α0 = τ t schwellend⎭ σ b,Sch

(8.20b)

Das Anstrengungsverhältnis α 0 berechnet sich also aus den zulässigen Spannungen zweier zeitlich verschiedener Lastfälle. Der Einfluss des Anstrengungsverhältnisses α 0 lässt sich veranschaulichen, wenn man die Wertepaare der ertragbaren Spannungskomponenten in einem σ b-τ t-Diagramm einträgt, Abb. 8.13. Vergleichsmoment

Bei der Dimensionierung des Wellendurchmessers wird bei bekannter Belastung oft mit dem so genannten „Vergleichsmoment“ Mv gerechnet M v = M b,2 max + 0,75 (α0 M t, max ) 2 .

(8.21)

8.3.7 Vorauslegung des Wellendurchmessers

Der erste überschlägige Entwurf eines Getriebes erfordert neben der Bestimmung des Achsabstands eine grobe Vorauslegung der Getriebewellen. Der Mindestdurchmesser einer Vollwelle lässt sich mit der Bedingung σ b = Mb/Wb und mit Hilfe von Gl. (8.21) abschätzen. Mit Wb = π d 3 / 32 und σ v = σ b,zul ergibt sich

d min = 2,17 3

Mv . σ b,zul

(8.22)

296

8 Auslegung und Gestaltung von Wellen

Abb. 8.14. Für Kreisquerschnitte: a Oberflächeneinfluss bs, b Größeneinfluss b0

8.3.8 Auslegung auf Dauerfestigkeit

Der nach Gl. (8.18) berechneten Vergleichsspannung σ v liegt nach Abschn. 8.3.1 das maximale Motormoment Tmax zugrunde. Soll die Getriebewelle dauerfest ausgelegt werden, muss Tmax über die gesamte Betriebszeit ertragen werden. Die Festigkeitsbedingung lautet daher σ v ≤ σ b, zul =

wobei

σ b,W bs b0 SD

σ b, W bs b0 SD

,

(8.23)

Biegewechselfestigkeit, Oberflächeneinfluss (verschiedene Bearbeitungen, Abb. 8.14a), Größeneinfluss (Spannungsgradient u.a., Abb. 8.14b), Sicherheit gegen Dauerbruch.

Die selten auftretenden Betriebszustände mit Getriebeeingangsmomenten größer als das maximale Motormoment Tmax (z.B. Einkuppelstöße) werden bei der Auslegung auf Dauerfestigkeit nicht betrachtet. Bei der dauerfesten Auslegung (σ b,zul ist deutlich kleiner als Rm) und zähen Werkstoffen sind diese in der Regel ertragbar. Durch örtliches plastisches Fließen werden Spannungsspitzen abgebaut. Ist allerdings mit sehr hohen und häufigen Stößen zu rechnen, ist ein Festigkeitsnachweis gegen diese Stöße erforderlich. 8.3.9 Auslegung auf Betriebsfestigkeit

Anders stellt sich der Fall bei der Auslegung auf eine endliche Lebensdauer dar. Hier muss nicht das maximale Motormoment Tmax dauerfest ertragen werden können, sondern es genügt, wenn die Getriebewelle während einer angestrebten endlichen Lebensdauer unter der Beanspruchung eines bestimmten Lastkollektivs nicht versagt. Eine Lebensdauerberechnung für Getriebewellen wird sehr umfangreich und daher üblicherweise mit Rechnerprogrammen durchgeführt.

8.3 Festigkeitsauslegung einer Getriebeantriebswelle

297

Nachfolgend wird ein Berechnungsgang dargelegt, wie er auch „von Hand“ durchgeführt werden könnte. Voraussetzungen dafür sind: • Das „Auslegungskollektiv“ für das zu berechnende Getriebe liegt vor. • Ermittlung des Anteils der Getriebeeingangswellen-Umdrehungen bezogen auf den Zyklus in Abhängigkeit vom eingelegten Gang i und der Beanspruchungsklasse m. • Falls eine andere Welle als die Getriebeeingangswelle berechnet werden soll, so sind die Umdrehungen dieser Welle bezogen auf den Zyklus mit der Übersetzung des eingelegten Gangs zu berechnen. • Im kritischen Querschnitt ist für jeden Gang die Vergleichsspannung σ v bei Belastung Tmax zu ermitteln.

Im Abschnitt 8.3.6, Gl. (8.18), wurde die Vergleichsspannung σ v (Tmax) berechnet, die bei Belastung mit dem Getriebeeingangsmoment Tmax entsteht. Wird die Belastung TG am Getriebeeingang nun variiert, ändert sich σ v proportional dazu. Es gilt daher

σ v (TG ) = σ v (Tmax )

TG . Tmax

(8.24)

σ v (TG) ist also ein Vergleichsspannungswert im kritischen Querschnitt, abhängig vom eingelegten Gang i und der Belastung TG der m-ten Beanspruchungsklasse. Die Lebensdauerberechnung erfolgt analog zu dem in Abschn. 7.4.3 beschriebenen Vorgehen für die Schadensakkumulationshypothese nach Palmgren-Miner. Im Gegensatz zur Lebensdauerberechnung von Zahnrädern werden Getriebewellen mit gangabhängigen Momenten belastet. Dies hat zur Folge, dass außer den Weganteilen der verschiedenen Beanspruchungsklassen auch die Weganteile der verschiedenen Gänge zu berücksichtigen sind. Die Anzahl der möglichen Lastzyklen ergibt sich entsprechend des zugrunde gelegten Auslegungskollektivs nach Gl. (7.27) mit Dtat = 1,0 zu

ND

z=

j

n

∑ ∑ h im i =1 m =1

wobei

σ v,im him σD ND k i m

⎛ σ v,im ⎜⎜ ⎝ σD

⎞ ⎟⎟ ⎠

+k

,

(8.25)

Vergleichsspannung im i-ten Gang unter Belastung TG der m-ten Beanspruchungsklasse nach Gl. (8.24), Anteil der Getriebewellen-Umdrehungen bezogen auf den zugrunde gelegten Zyklus, Dauerfestigkeit, Schwingspielzahl, bei der Dauerfestigkeit erreicht wird, Exponent der Wöhlerlinien-Gleichung (vgl. Abschn. 7.4.1), Index der Gänge 1 bis j, Index der Beanspruchungsklassen 1 bis n.

298

8 Auslegung und Gestaltung von Wellen

Tabelle 8.3. Im Fahrzeugbau gebräuchliche Wellenwerkstoffe und ihre Werkstoffkennwerte [8.3] (Angaben in N/mm2) Rm

Re; Rp0.2

σ b,W

σ b,Sch

τ t, W

τ t,Sch

25 CrMo4

800...950

530

430

730

300

450

34 Cr4

750...900

550

425

–

–

690

16 MnCr5 900...1400

640

520

770

370

520

Bezeichnung Vergütungsstahl Einsatzstahl

8.3.10 Gebräuchliche Wellenwerkstoffe

Die für die Festigkeitsauslegung wichtigsten Werkstoffkennwerte gebräuchlicher Wellenwerkstoffe sind in Tabelle 8.3 zusammengefasst.

8.4 Berechnung der Verformung Der Nachweis, dass Durchbiegung und Biegewinkel von Getriebewellen die zulässigen Werte nicht überschreiten, ist ebenso entscheidend, wie der Festigkeitsnachweis. Für eine Festigkeitsauslegung kann der in Abschn. 8.3 gezeigte Rechengang leicht programmiert werden. Eine Berechnung der Durchbiegung von Getriebewellen mit abgestuften Durchmessern ist nach diesem Schema nicht mehr sinnvoll. Für einfachere Fälle bieten sich das Verfahren nach Castigliano oder das graphische Verfahren nach Mohr an. Doch sind die in Wirklichkeit auftretenden Belastungsfälle in der Regel komplizierter, so dass die Berechnung der Biegelinie den Einsatz von speziellen Berechnungsprogrammen erfordert. Ein gängiges Verfahren stellt die Methode der Übertragungsmatrizen für Balkenbiegung [8.1] dar. Mit dieser Methode können sowohl der Belastungsverlauf als auch der Durchbiegungsverlauf berechnet werden. Im Rahmen dieses Buchs soll nur das Prinzip dieser Methode vorgestellt werden. Ausgegangen wird von Balkenabschnitten, in denen die Belastung qi sowie die Biegesteifigkeit Ei Ii konstant sind, Abb. 8.15. Die Beziehung zwischen Durchbiegung f, Biegewinkel ϕ, Biegemoment Mb und Querkraft Q lässt sich dann in einem solchen Abschnitt beschreiben durch das lineare Differentialgleichungssystem

df dϕ M b ( x) dM b dQ = ϕ ( x) ; = ; = Q ( x) ; = qi ( x) = konst . dx dx Ei I i dx dx

Abb. 8.15. Balkenabschnitt für die Berechnung mit Übertragungsmatrizen

(8.26)

8.5 Ablaufdiagramm für die Auslegung von Getriebewellen

299

Tabelle 8.4. Anhaltswerte für zulässige Durchbiegungen und Biegewinkel für Wellen von Zahnradgetrieben Wellen

Durchbiegung

Allgemein gilt für Zahnräder

f zul ≤ 0 ,01 mn

mn … Normalmodul Anhaltswerte für Verzahnungen

fzul ≤ 0,02 … 0,06 mm

Biegewinkel

tan ϕ zul ≤

dw b

2 dw

10 4 b … Wälzkreisdurchmesser, … Zahnbreite

tan ϕ zul ≤ 0,005 für Stirnräder tan ϕ zul ≤ 0,001 für Kegelräder

Durch bestimmte Integration erhält man ein Gleichungssystem für die Größen an der Stelle xi in Abhängigkeit von den Größen an der Stelle xi–1. Die Beziehungen lassen sich leicht in Matrizenform darstellen, daher der Name „Übertragungsmatrizen“. Gewisse Schwierigkeiten bereitet die Einbringung der Randbedingungen, doch das Problem lässt sich durch Überlagerung verschiedener Lösungen auf ein einfaches, programmierbares Schema bringen. Schließlich lassen sich Durchbiegung f, Biegewinkel ϕ, Biegemoment Mb und Querkraft Q an jeder beliebigen Stelle des Balkens berechnen. Die Berechnung statisch unbestimmter Fälle ist mit dieser Methode ebenfalls möglich, indem die Randbedingungen entsprechend vorgegeben werden. So muss z.B. bei einer dreifach gelagerten Welle die Durchbiegung an den drei Lagerstellen gleich null gesetzt werden. Für den Vergleich mit den zulässigen Verformungen sind die resultierenden Durchbiegungen und Biegewinkel zu berechnen, die sich aus den Komponenten beider Ebenen zusammensetzen:

f =

f y2 + f z2 ,

tanϕ = tan 2 ϕ y + tan 2 ϕ z .

(8.27)

(8.28)

Zahnradgetriebe reagieren auf Verformungen der Wellen sehr empfindlich, insbesondere Verkippungen können leicht zum Verkanten von Zahnrädern oder zu Kantenpressung in den Lagern führen. Dementsprechend hoch sind die Anforderungen für zulässige Durchbiegungen und Biegewinkel, Tabelle 8.4.

8.5 Ablaufdiagramm für die Auslegung von Getriebewellen Zusammenfassend wird in Abb. 8.16 ein Ablaufdiagramm für die Berechnung von Getriebewellen vorgestellt, wobei jeweils auf die in Kapitel 8 aufgeführten Berechnungsgleichungen und Tabellen verwiesen wird.

300

8 Auslegung und Gestaltung von Wellen

Abb. 8.16. Ablaufdiagramm für die Auslegung von Getriebewellen

8.5 Ablaufdiagramm für die Auslegung von Getriebewellen

Abb. 8.16. (Fortsetzung)

301

9 Schalteinrichtungen

Wechselnde Verbindungen

Bei Fahrzeuggetrieben sind Einrichtungen notwendig, die es ermöglichen, die Übersetzung und damit das Leistungsangebot dem aktuellen Fahrzustand anzupassen. „Leistungsanpassung vornehmen“ ist eine der vier Hauptfunktionen eines Fahrzeuggetriebes. Bei Handschaltgetrieben wird der Gangwechsel vom Fahrer veranlasst und ausgeführt. Abhängig vom Grad der Automatisierung übernimmt bei allen anderen Getrieben die Elektronik und Aktuatorik diese Aufgabe teilweise oder komplett. Bestimmte Getriebefunktionen – wie Neutral, Rückwärts, Parken usw. – werden aber auch hier vom Fahrer durch Betätigung einer Schalteinrichtung bestimmt. Damit ist die Schalteinrichtung eine wichtige Schnittstelle zwischen Fahrer und Fahrzeug. Ihre Handhabung beeinflusst maßgeblich das Komfortempfinden. Aus welchen Elementen eine Schalteinrichtung aufgebaut ist, hängt wesentlich davon ab, ob mit oder ohne Zugkraftunterbrechung geschaltet wird. Aber auch die Fahrzeugart (Pkw, Nkw), die Antriebsart (Front-, Heckantrieb) und die Einsatzbedingungen haben darauf Einfluss. Nachfolgend wird unterschieden in • Innere Schaltelemente: Schaltelemente, die im Getriebe angeordnet sind, z.B. Schaltstangen, Schaltschwingen, Synchronisierungen, Lamellenkupplungen und • Äußere Schaltelemente: Schaltelemente, die außerhalb des Getriebes angeordnet sind, z.B. Schalthebel, Kulisse, Gestänge, Vier-Gelenk-Getriebe, Seilzüge. Unter dem Begriff „Shift-by-wire“ wird die Substitution der mechanischen Getriebebetätigung durch Elektronik zusammengefasst. Abschnitt 9.1.3 geht darauf ein. Bei Getrieben, die mit Zugkraftunterbrechung schalten (MT, AMT) sind Synchronisierungen eine bestimmende Baugruppe. Synchronisierungen sind auch in Doppelkupplungsgetrieben (DCT) im Einsatz. Dieses wichtige innere Schaltelement wird in Abschn. 9.2 eingehend behandelt. Den Lamellenkupplungen, als wesentlichen Funktionsträgern beim Schalten ohne Zugkraftunterbrechung, ist Abschn. 9.3 gewidmet. Die Parksperre ist eine Baugruppe zur Wegrollverhinderung bei Fahrzeugen ohne mechanische Koppelung zwischen Motor und Abtrieb (AT, DCT und CVT). Mit Parksperren beschäftigt sich Abschn. 9.4. Abbildung 9.1 zeigt innere Schaltelemente, um Zahnräder in den Leistungsfluss zu bringen. Es wird unterschieden zwischen formschlüssigen (z.B. Klauenkupplung) und kraftschlüssigen Kupplungen (z.B. Lamellenkupplung).

9.1 Systematik der Schaltelemente

303

Abb. 9.1. Innere Schaltelemente in Fahrzeuggetrieben. a Schieberad; b Klauenschaltung; c Stiftschaltung; d Synchronisierung ohne Sperreinrichtung; e Synchronisierung mit Sperreinrichtung; f Servo-Sperrsynchronisierung (System Porsche); g hydraulisch betätigte Lamellenkupplung für Lastschaltgetriebe; h hydraulisch betätigte Lamellenbremse für Planetengetriebe [9.17]

304

9 Schalteinrichtungen

9.1 Systematik der Schaltelemente Der konstruktiven und kombinatorischen Vielfalt von inneren und äußeren Schaltelementen sind nahezu keine Grenzen gesetzt. In diesem Abschnitt sollen deshalb nur Grundprinzipien beschrieben werden. Ausgeführte Konstruktionen sind exemplarisch in den Abschn. 12.1 und 12.2 erläutert. Einen Überblick über Schaltelemente gibt der morphologische Kasten, Tabelle 9.1. Tabelle 9.1. Morphologischer Kasten für Schaltelemente Parameter

Ausprägung (Schaltelemente)

Äußere Schaltung

Gestänge

Mehr-Gelenk

Seilzug

Shift-by-wire

Beispiel

Einstangenbetätigung [9.12]

VW Golf III, Abb. 9.4

Schalt- und Wählzug MB A-Klasse [9.8]

Automatgetriebe ZF 6 HP 26, Abb. 12.25

Schaltkraft erzeugen

Mechanisch, Handkraft

Elektromechanisch

Elektrohydraulisch

Elektropneumatisch

Beispiel

Schalthebel

Getriebesteller, Abb. 12.39

Automatgetriebe, Abb. 9.1h

Nkw-Gruppe, ElektroAbb. 12.34 kupplung

Gangwahl und Schaltkraft übersetzen

Schaltstangen, Kugelgelenk, Hebel Vier-Gelenk

Schaltwelle, Drehwelle

Schaltwalze

Beispiel

3-Stangenschaltung, Abb. 9.3

VW Golf III, Abb. 9.4

Abb. 12.3 (ZF)

Smart (Getrag), Abb. 12.14

Schalten

Schaltgabel

Schaltschwinge

Kolben

Beispiel

Abb. 12.9 (MB)

Abb. 12.1 (VW),

Konventioneller Automat, Abb. 12.23 (MB)

Abb. 12.3 (ZF)

–––––––––

––––––––– Elektromagnetisch

–––––––––

–––––––––

–––––––––

–––––––––

–––––––––

–––––––––

Kraftschluss

Ein-/Mehrkonus

Spreizring

Lamellen

Band

Klemmkörper

Beispiel

Konus-Synchronisierung

Porsche-Synchronisierung

Kupplung, Bremse, Abb. 6.30

Bremse, Abb. 6.35

Freilauf (Automat), Abb. 6.30

Formschluss

Klauen

Stifte

Schieberad

Ziehkeil

–––––––––

Beispiel

Abb. 9.1b, d, e, f

Abb. 9.1c

Abb. 9.1a

Motorradgetriebe

–––––––––

9.1 Systematik der Schaltelemente

305

9.1.1 Schaltelemente für Getriebe mit Zugkraftunterbrechung Von Hand schalten ist mehr als nur Zahnräder in den Leistungsfluss bringen. Gefordert wird eine exakte und leichtgängige Betätigung des Schalthebels. Dabei kommt es auf das Zusammenspiel der äußeren Schaltung mit den inneren Schaltelementen wie Rastierungseinrichtung, Führungen und Synchronisierungen (s. Abschn. 9.2) an. Bei Pkw sind Attribute zu erfüllen wie kurze Schaltwege, flüssiger Schaltablauf, sportlich knackiges Schaltgefühl und niedrige Schaltkräfte. 1/ Innere Schaltung für Handschalt- und Automatisierte Schaltgetriebe

Die einfachste Schaltungsart stellen Schieberäder dar, Abb. 9.1a. Die Zahnräder sind nicht ständig im Eingriff, sondern werden bei Bedarf in den Kraftfluss verschoben. Schieberäder werden beim Rückwärtsgang in Pkw- und Nkw-Getrieben eingesetzt. Bei Nkw-Getrieben sind auch häufig unsynchronisierte Klauengetriebe anzutreffen. Die sich ständig im Eingriff befindenden Zahnradpaare laufen auf Wälzlagern und werden durch eine verschiebbare Klauenmuffe (Schaltmuffe) mit der Getriebewelle formschlüssig verbunden, Abb. 9.1b. Hinterschnittene Klauen vermeiden dabei das Herausspringen geschalteter Gänge (Gangspringen), Abb. 9.2. Der Gangwechsel gliedert sich immer in eine Wähl- und in eine Schaltbewegung. Mit der Wählbewegung wird die zu schaltende Schaltmuffe gewählt und mit der Schaltbewegung wird das Zahnrad in den Leistungsfluss gebracht. Abbildung 9.3 zeigt dies beispielhaft für ein Synchrongetriebe mit Direkt-Schaltung (Schalthebel am Getriebegehäuse, beispielsweise bei Nkw zu finden) durch drei Schaltstangen. Die Gangwahl und die Übersetzung der Handkraft erfolgen hier über den Schalthebel 1 und das Kugelgelenk 2. Der Weg, den der Schalthebel mit einer Schaltmuffe überdecken kann, wird als Gasse bezeichnet. Bei der Wahl der Schaltgasse greift in Abb. 9.3 der Schaltfinger 3 des Schalthebels durch eine Querbewegung in die Nuten der einzelnen Schaltstangen 4 ein. Mit einer Längsbewegung des Schalthebels wird die Schaltstange axial verschoben und so der Gang geschaltet.

Abb. 9.2. Klauenformen bei unsynchronisierten Getrieben. a Fuller-Klaue; b ZF-Klaue; c Berliet-Klaue; d Abweisklaue (Maybach-Überholklaue): solange eine Relativbewegung besteht, verhindern die schrägen Abweisflächen den Eingriff

306

9 Schalteinrichtungen

Abb. 9.3. Direkt-Schaltung eines 5-Gang-Getriebes mit drei Schaltstangen. 1 Schalthebel; 2 Kugelgelenk; 3 Schaltfinger; 4 Schaltstange; 5 Arretierung; 6 Schaltgabel; 7 Schaltmuffe; 8 Synchronisierung; 9 Losrad

In die Schaltmuffe 7 greift eine Schaltgabel 6 ein. Da jeweils eine Schaltgabel zwei gegenüberliegende Losräder 9 schalten kann, sind drei Schaltstellungen (zwei End- und eine Mittelstellung) der Schaltstange 4 durch eine Arretierung 5 gesichert. Die Schaltgabeln können zum einen wie dargestellt axial verschoben und zum anderen um einen festen Drehpunkt geschwenkt werden. Man spricht dann von einer Schaltschwinge. Durch die Wahl der Hebelverhältnisse ist eine Verringerung der Schaltkraft auf Kosten eines verlängerten Schaltwegs möglich, s. dazu auch Abb. 12.3. 2/ Äußere Schaltung für Handschalt- und Automatisierte Schaltgetriebe

Die Kinematik muss die Gliederung des Gangwechsels in Wähl- und Schaltbewegung abbilden. Zur Vermeidung von Lastwechselreaktionen und Schwingungen an Schalthebel und Schaltgehäuse wird die äußere Schaltung zum Getriebe und zur Karosserie hin geeignet entkoppelt. Abhängig von der Philosophie des Fahrzeugherstellers ist der R-Gang gegen Fehlbedienung durch eine Sperreinrichtung gesichert.

9.1 Systematik der Schaltelemente

307

Abb. 9.4. Schalteinrichtung eines 5-Gang-Getriebes für Frontquer-Einbau (VW Golf III). 1 Schaltgabel 5. Gang; 2 Arretierung Schaltwelle; 3 Sperre 5. Gang; 4 Verbindungsstange; 5 Wählstange, vorn; 6 Wählstange, hinten; 7 Wählhebel; 8 Umlenkhebel; 9 Lagerbuchse Schaltstange; 10 Lagerplatte; 11 Gehäuse Schalthebellager; 12 Anschlag 5. Gang; 13 Anschlag 1./2. Gang

Abbildung 9.4 zeigt die äußeren und teilweise auch die inneren Schaltelemente eines Pkw mit quer eingebautem Getriebe. Diese mechanische Fernschaltung ist durch ein Vier-Gelenk-Getriebe realisiert. Die dargestellte Schalteinrichtung wurde von VW im Golf III bis Mitte der 1990er in Serie gefertigt. Anstatt aufwendiger Gelenkkinematik ist vor allem bei Pkw mit quer eingebautem Getriebe die Betätigung mittels Seilzügen gängig. Die Schalt- und Wählkräfte werden durch je einen Schalt- und einen Wählzug von dem im Schaltgehäuse gelagerten Schalthebel zur internen Schaltung übertragen [9.3, 9.8]. Als Beispiele für äußere Schaltungen mit Gestängebetätigung sei auf den BMW 3er (Modelljahr 2005) und den Mercedes-Benz SLK (Modelljahr 2004) verwiesen [9.12]. Als Außenschaltungskonzept wird bei diesen längs eingebauten PkwGetrieben eine Einstangenbetätigung verwendet. Sie ermöglicht kurze Schaltwege und hohe Präzision ohne Umlenkungen. Tabelle 9.2. Die zwölf möglichen Schaltzustände. Hinsichtlich der Dauer des Gangwechsels sind für schwere Nkw: ○ unkritisch; ● kritisch Hochschalten Zug

Rückschalten

Schub

Zug

Schub

Ebene

○

○

○

○

Bergauf

●

○

●

○

Bergab

○

○

○

●

308

9 Schalteinrichtungen

Bei Mehr-Gruppengetrieben von Nkw ist ein zusätzliches Bedienelement zum Schalten der Gänge in der Split- und/oder Rangegruppe notwendig. Meist ist dazu am Knauf des Schalthebels ein Schalter angebracht, der ein Pneumatikventil steuert, s. auch Abb. 12.36. Tabelle 9.2 zeigt die zwölf möglichen Schaltzustände und weist auf die, bei schweren Nkw hinsichtlich der Dauer des Gangwechsels, kritischen hin. Bei schweren Nkw ist die Getriebeschaltung zur Fahrerentlastung häufig servounterstützt. Dabei wird das vorhandene Druckluftsystem für die Betätigung der Stellglieder genutzt. Die Elektronik steuert den Schaltungsablauf. Je nach Automatisierungsgrad wird der Fahrer vom Schaltvorgang unterschiedlich stark entlastet. Im Segment der mittleren und schweren Nutzfahrzeuge haben sich in Europa die Automatisierten Schaltgetriebe (AMT) durchgesetzt [9.24]. Siehe hierzu Abb. 2.35 sowie Tabelle 6.14 „Automatisierungsgrade von Schaltgetrieben“. Die Automatisierung von manuellen Schaltgetrieben ist ein wesentlicher Aspekt für den Technologiewechsel hin zu Shift-by-wire. Siehe hierzu Abschn. 9.1.3 „Shift-by-wire“. 9.1.2 Schaltelemente für Getriebe ohne Zugkraftunterbrechung Automatgetriebe nach der Definition von Abb. 1.2 (Doppelkupplungsgetriebe, Automatgetriebe in Vorgelegebauweise und konventionelle Automatgetriebe) werden als lastschaltbare Getriebe (Lastschaltgetriebe) bezeichnet. Der zu schaltende Gang wird reibschlüssig und ohne Zugkraftunterbrechung in den Leistungsfluss gebracht. Der Ablauf von Lastschaltungen ist in den Abschn. 6.3.2 und 9.3.2 erläutert. Die folgenden Ausführungen zu den inneren Schaltelementen und insbesondere zur äußeren Schaltung sind auch auf mechanische Stufenlosgetriebe (CVT) übertragbar. 1/ Innere Schaltung für Automatgetriebe Wesentliche innere Schaltelemente von Automatgetrieben sind: • Lamellenkupplungen und • Freiläufe. Lamellenkupplungen in Automatgetrieben sind in der Regel durch Drucköl beaufschlagte, fremdgeschaltete Kupplungen. Auf die Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen wird in Abschn. 9.3 eingegangen. Freiläufe sind richtungsbetätigte Kupplungen. Ein Freilauf lässt nur eine Drehrichtung zu, in die andere sperrt er. Freiläufe verbinden Wellen untereinander oder Wellen gegen Gehäuseteile. Bei der Verbindung von Wellen wird er von der höheren Relativdrehzahl aus der Sperrung genommen und dreht dann frei. Freiläufe fassen bei Drehzahlgleichheit selbständig. Der Fassvorgang ist hinsichtlich des Drehmomentanstiegs eine Sprungfunktion und wird lediglich durch die Elastizitäten gedämpft. Bezüglich der Auslegung von Freiläufen sei hier lediglich auf die Herstellerfirmen verwiesen. Es gibt eine große Vielzahl von Konstruk-

9.1 Systematik der Schaltelemente

309

tionen, die sich hinsichtlich Art der Klemmkörper und Anfederung unterscheiden. Wesentliche Konstruktionen sind: • Rollenfreilauf, • Kugelfreilauf und • Klemmsteinfreilauf. Im Hinblick auf die zeitrichtige Übergabe des Drehmoments (Synchronpunkt) ist ein Freilauf absolut unschlagbar. Deshalb sind Ausrollschaltungen mit Freiläufen einfacher zu beherrschen als mit fremdbetätigten Lamellenkupplungen. Andererseits bauen Freiläufe relativ groß und sind gegen Überlastung nicht tolerant. Wenn irgend möglich sind deshalb flankierende Schutzfunktionen in der Software vorzusehen. Freiläufe finden sich bei den ausgeführten Konstruktionen zur Unterstützung bei Rückschaltungen in den unteren Gängen, s. dazu beispielsweise Abb. 6.32 sowie 12.23. Ein weiteres wichtiges Einsatzgebiet ist der Trilok-Wandler. Hier verbindet der Freilauf das Leitrad mit dem Gehäuse. Siehe Abschn. 10.4.6 sowie Abb. 10.32. 2/ Äußere Schaltung für Automatgetriebe Die äußere Schaltung bildet die Schnittstelle zwischen Fahrer und Getriebe. Die Übertragung des Fahrerwunsches an das Getriebe erfolgt bei Automatgetrieben meist über einen Seilzug (mechanische Schaltung), Abb. 9.5, aber auch über elektrische Signale (Tipp-Schalten bis hin zu komplettem Shift-by-wire). In Pkw ist die Schaltung üblicherweise in der Mittelkonsole platziert, aber auch im Armaturenbrett oder an der Lenksäule. Zwei wesentliche Sicherheitsvorschriften der US-amerikanischen NHTSA (National Highway Traffic Safety Administration) bilden die Grundlage zum Design von Automatschaltbetätigungen. Der FMVSS (Federal Motor Vehicle Safety Standard) 102 enthält schaltungsrelevante Passagen zum Schaltschema und der Anzeige. Der FMVSS 114 beinhaltet schaltungsrelevante Vorschriften zur Diebstahlsicherung und zur Verhinderung von Unfällen durch unbefugte Benutzung oder das Wegrollen geparkter Fahrzeuge mit Automatgetriebe. Unter Berücksichtigung des FMVSS 102 haben sich die unterschiedlichsten Schaltschemata mit zwei Grundprinzipien entwickelt. Die „gerade“ Gasse, bei der alle Schaltpositionen in einer Linie liegen, benötigt ein Sperrsystem, das ein unbeabsichtigtes Schalten aus P (Park) heraus bzw. von N (Neutral) nach R (Rückwärts) oder von R nach P verhindert. Die Sperre wird über eine Zug- oder Druckstange im Wählhebelrohr und eine Kulisse realisiert. Mit einer Entsperrtaste im Schaltknauf kann der Wählhebel freigegeben werden. Das zweite Grundprinzip, die „Labyrinthgasse“ mit seitlich versetzten Positionen, weist zwar die gleiche Schaltfolge auf, gibt aber den Wählhebel nur durch eine Seitwärtsbewegung beim Schalten frei. Die im FMVSS 102 geforderte Anzeige der aktuellen und der möglichen Wählhebelstellungen erfolgt durch entsprechende Symbole im Bereich der Schaltgasse (Abdeckung, Display) und oft noch zusätzlich im Display des Armaturenbretts.

310

9 Schalteinrichtungen

Abb. 9.5. Äußere Schaltung eines Automatgetriebes am Beispiel eines AT für Standardantrieb

Aus den Anforderungen der FMVSS 114 ist für Pkw das so genannte Keylockoder Interlocksystem entstanden. Dabei wird eine logische Beziehung zwischen Zündschloss und Automatschaltbetätigung hergestellt. Auf der einen Seite lässt sich der Wählhebel nur aus der Position P bewegen, wenn der Zündschlüssel ihn freigibt, auf der anderen Seite kann der Zündschlüssel nur abgezogen werden, wenn der Wählhebel in P verriegelt ist (Parksperre im Getriebe eingelegt). Auf diese Weise wird Wegrollen und unbefugtes Bewegen des Fahrzeugs verhindert. Es gibt zwei gängige Keylocksysteme auf dem Markt. Die mechanische Variante verbindet durch einen Seilzug die Sperren in Zündschloss und die Schaltbetätigung, die elektrische Variante weist in Zündschloss und Schaltbetätigung jeweils einen Sperrmagneten auf, der auf Basis von Sensorsignalen gesteuert wird, Abb. 9.6. Da elektrische Keylocksysteme stromlos sperren müssen, werden sie üblicherweise mit einer Notentriegelung ergänzt, um das Fahrzeug im Notfall noch bewegen zu können. Das Shiftlocksystem in Automatschaltungen hat sich als Sicherheitsstandard durchgesetzt, es dient als zusätzliche Sicherung gegen unbeabsichtigtes Anfahren des Fahrzeugs. Üblicherweise wird mittels eines elektrischen Aktuators der Wählhebel in der Position P fixiert, eine Freigabe ist nur durch Betätigen der Bremse möglich. In europäischen Fahrzeugen greift die Shiftlockfunktion meist auch in der Position N.

9.1 Systematik der Schaltelemente

311

Abb. 9.6. Beispiel für ein Keylockund Shiftlocksystem

9.1.3 Shift-by-wire Mechanische Einrichtungen wie Gestänge oder Seilzüge haben lange Zeit die Verbindung zwischen Schaltbetätigung und Getriebe bestimmt. Doch die zunehmende Elektronisierung der Fahrzeugsysteme hat auch bei den Schaltungen einen Technologiewechsel eingeleitet. Unter den Begriffen Shift-by-wire und E-Schaltung wird die Substitution der mechanischen Getriebebetätigung durch Elektronik zusammengefasst. Ein Treiber für diesen Technologiewechsel ist die Automatisierung von manuellen Schaltgetrieben (AMT). Seit dem Start 1996 ist Shift-by-wire für AMT nahezu bei jedem Automobilhersteller im Programm. Eine weitere Motivation ist die Möglichkeit der freieren Gestaltung des Fahrzeuginnenraums, da mechanische Einbauzwänge vom Getriebe her entfallen. 2001 ging im BMW 7er die E-Schaltung bei konventionellen Automatgetrieben in Großserie. Die Schaltbetätigung kann wesentlich kleiner gebaut werden. Auftretende Kräfte und auszuführende Handhabungen für den Schaltvorgang können für den Fahrer nach bewegungsphysiologischen und haptischen Gesichtspunkten definiert werden. Des Weiteren lassen sich automatisierte Funktionen realisieren, wie z.B. die automatische Aktivierung der Parksperre, wenn bei negativer Sitzbelegungserkennung die Tür geöffnet oder der Zündschlüssel abgezogen wird. Die durch den Wegfall der mechanischen Verbindung eliminierte akustische Kopplung zwischen Getriebe und Fahrgastzelle erleichtert den Fahrzeugakustikern ihre Arbeit. Die Montage wird vereinfacht und notwendige Einstellarbeiten entfallen. Eine Bodenöffnung ist nicht mehr notwendig, daher entfällt das Dichtungsproblem, man erreicht ein besseres Crash-Verhalten. Allerdings birgt die Shift-by-wire-Technologie auch Risiken. Bei der mechanischen Schaltbetätigung (z.B. Seilzug-Schaltung) stimmt die Wählhebelstellung aufgrund der mechanischen Kopplung immer mit der Getriebestellung überein. Die Getriebepositionen sind stabil, damit sind auch die Wählhebelpositionen stabil. Durch diese mechanische Kopplung wird der Fahrer immer über die wahre Getriebestellung informiert.

312

9 Schalteinrichtungen

Die elektrische Schaltung weist keine mechanische Kopplung mehr zwischen Wählhebel und Getriebe auf. Dadurch entsteht ein Problem bei Schaltbetätigungen mit stabilen Wählhebelpositionen: Im Fehlerfall stimmt die Wählhebelstellung nicht mehr mit der Getriebeposition überein, der Fahrer erhält damit eine falsche Information. Um diese Situationen zu vermeiden, können Schaltbetätigungen mit stabilen Positionen blockiert oder der wahren Getriebestellung „nachgeführt“ werden, d.h. bei nicht erlaubten Operationen wird die gewählte Position nicht rastiert, das Bedienelement bewegt sich zurück, oder im Fehlerfall wird selbsttätig eine wahre Position eingenommen. Eine kostengünstigere Lösung ist die Schaltbetätigung mit monostabilem Wählhebel, hier ist die monostabile Stellung immer die wahre Position, die momentane Getriebeposition muss der Fahrer stets von einem, vom Getriebe angesteuerten, Display ablesen. Um eine Verfügbarkeit und Sicherheit wie bei mechanischen Systemen zu erreichen, muss ein erheblicher Aufwand betrieben werden. Redundanz der Sensorik, Eigensicherheit der Elektronik und Backup-Kommunikation im Fahrzeugnetz verteuern die Systeme. Außerdem ist in den meisten Fällen für Automatgetriebe noch eine mechanische Notentriegelung der Parksperre notwendig. Seit dem Start 1996 haben sich bei AMT-Shift-by-wire die unterschiedlichsten Konzepte und Schaltbilder entwickelt. Es gibt Systeme, die einer Automatschaltbetätigung mit Gangsperren, Shiftlock und Keylock nachempfunden sind und solche, die sich bezüglich Fehlbedienung allein auf die Elektronik verlassen. Mit den ersten Shift-by-wire-Schaltbetätigungen für Pkw-Automatgetriebe wurde noch intensiver an der Sicherheit der Systeme gearbeitet. Hier gilt es zusätzlich, die Bedienung und Funktion der Parksperre den gesetzlichen Anforderungen entsprechend zu gestalten.

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen Nachfolgend wird als wichtiges inneres Schaltelement die Getriebesynchronisierung behandelt. Sie ist bei Getrieben, die mit Zugkraftunterbrechung schalten (MT, AMT), eine bestimmende Baugruppe. Auch in den unter Last schaltenden Doppelkupplungsgetrieben (DCT) befinden sich Synchronisierungen. Der Synchronisiervorgang des vorgewählten Losrads erfolgt dort im lastfreien Ast des Getriebes. 9.2.1 Anforderungen an Synchronisierungen Handgeschaltete Getriebe in Pkw sind grundsätzlich synchronisiert. Aufgrund der höheren Verkehrssicherheit – der Gang kann zu jeder Zeit eingelegt werden – und des höheren Komforts, sind in Europa auch nahezu alle handgeschalteten Nkw mit Synchrongetrieben ausgerüstet. Bei großen Getrieben mit hohen Getriebeeingangsmomenten und großen zu synchronisierenden Massen wird die Synchronisierung zum kritischen Bauteil für die Systemlebensdauer.

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

313

Drehende Schaltklauen lassen sich nur dann ohne „Ratschen“ formschlüssig verbinden, wenn sie gleiche Umfangsgeschwindigkeiten haben. Von einer Synchronisiereinrichtung wird daher gefordert, dass sie die Umfangsgeschwindigkeiten der zu verbindenden Teile in 0,1 bis 0,3 Sekunden mit geringem Kraftaufwand angleichen kann und einen vorzeitigen Formschluss durch Sperren des Schaltwegs verhindert. Ein Zahnradgetriebe mit mehreren Gängen kann grundsätzlich auf folgende Arten synchronisiert werden [9.16]: • Synchronisiereinrichtung für jeden einzelnen Gang, • Zentralsynchronisierung für das gesamte Getriebe (Abschn. 9.2.6) und • Drehzahlanpassung durch den Antriebsmotor (Abschn. 9.2.6). Aus technischer Sicht kann auf Synchronisierungen dann verzichtet werden, wenn • ein kleiner Stufensprung zwischen den Gängen vorliegt (φ < 1,15) oder • die zu synchronisierenden Massen gering sind, z.B. bei Motorradgetriebe. Bei Nkw-Getrieben wird auf die Synchronisierung vereinzelt aus ökonomischen Gründen und im Hinblick auf die Getriebezuverlässigkeit verzichtet. Unsynchronisierte Getriebe sind robuster. Das spielt vor allem in Ländern der dritten Welt eine große Rolle. Eine mechanische Synchronisierung nach Abb. 9.7 passt die unterschiedlichen Drehzahlen der Getriebewelle 6 (und der mit ihr drehfest verbundenen Schaltmuffe 5) und des zu schaltenden Losrads 1 reibschlüssig an. Bei Gleichlauf stellt sie den Formschluss her. Sie vereint in sich eine reibschlüssige und eine formschlüssige Kupplung. Siehe dazu auch Abb. 10.3 „Systematische Einteilung von Anfahrelementen“.

Abb. 9.7. Einkonus-Synchronisierung (ZF-B), s. auch Abb. 9.12. 1 Nadelgelagertes Losrad; 2 Kupplungskörper mit Schaltverzahnung und Reibkonus; 3 Synchronring mit Gegenkonus und Sperrverzahnung; 4 Synchronkörper mit Innenverzahnung für den Formschluss mit der Getriebewelle und Klauenaußenverzahnung für die Schaltmuffe; 5 Schaltmuffe mit Klaueninnenverzahnung und Ringnut; 6 Getriebewelle

314

9 Schalteinrichtungen

Abb. 9.8. Schaltvorgang. 1, 2, 4, 6 Festräder; 3, 5 Losräder; 7 Schaltmuffe mit Klauen; 8 Sperreinrichtung; 9 Schaltverzahnung; 10 Reibflächen (Konus und Gegenkonus); 11 Synchronkörper; EW Eingangswelle; AW Abtriebswelle; VW Vorgelegewelle

1/ Schaltvorgang Anhand eines abstrahierten Fahrzeugs mit zweigängigem koaxialem Vorgelegegetriebe soll der Schaltvorgang beschrieben werden, Abb. 9.8. Fährt das Fahrzeug mit sinkender Geschwindigkeit v im zweiten Gang, so herrscht an der Antriebswelle EW eine bestimmte Winkelgeschwindigkeit ωEW. Bei vollständig geschlossener Anfahrkupplung ist ωEW = ωM. In den ersten Gang kann frühestens dann zurückgeschaltet werden, wenn ωM im 1. Gang nach dem Schaltvorgang unterhalb von ωM,max liegt. Siehe dazu auch Abb. 4.8. Das Massenträgheitsmoment J2 des Fahrzeugs ist bedeutend größer als das gemeinsame Massenträgheitsmoment Jred der zu synchronisierenden Massen. In einer ersten Betrachtung kann daher der Abfall der Winkelgeschwindigkeit der Abtriebswelle AW während der Schaltzeit (Rutschzeit tR) vernachlässigt werden: ωAW = konstant. Für genauere Betrachtungen, beispielsweise einem Schaltvorgang am Berg, ist diese Vereinfachung aber nicht mehr zulässig. Zum Zeitpunkt t0, Abb. 9.9, wird der Schaltvorgang eingeleitet. Die mit der Abtriebswelle drehfest verbundene Schaltmuffe 7 läuft mit der Winkelgeschwindigkeit ωAW um und das zu schaltende Losrad 5 mit der Winkelgeschwindigkeit ω5,0. Die anzugleichende Winkelgeschwindigkeitsdifferenz beträgt ∆ωi = ωAW – ω5,0 , s. Abb. 9.9. Nach dem Ansprechverzug t1 – t0 beginnt zum Zeitpunkt t1 der Synchronisiervorgang. Das Losrad 5 und sämtliche damit verbundene Massen werden beim Rückschalten beschleunigt. Die Winkelgeschwindigkeit ω5 des zu schaltenden Losrads 5 nimmt nach einem bestimmten Gesetz zu, bis bei Erreichen von ωAW Gleichlauf mit der Schaltmuffe 7 herrscht. Während der Rutschzeit tR = t2 – t1 gleiten die Reibflächen 10 mit der relativen Winkelgeschwindigkeit ωrel = ωAW – ω5. Analoges gilt für das Hochschalten von Gang 1 nach 2. Bei Gleichlauf gibt eine Sperreinrichtung 8 den Schaltweg frei, und die Schaltmuffe 7 kann ohne „Ratschen“ formschlüssig mit der Schaltverzahnung 9 verbunden werden.

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

315

Abb. 9.9. Prinzipieller Verlauf der Winkelgeschwindigkeit beim Synchronisiervorgang. ω nimmt je nach Schaltkraft- und Reibwertverlauf nach einem bestimmten Gesetz zu bzw. ab. Verlauf von ω idealisiert: a degressiv; b linear; c progressiv

2/ Haupt- und Nebenfunktionen Tabelle 9.3 zeigt Haupt- und Nebenfunktionen von Synchronisierungen und weist auf mögliche mechanische Lösungen hin. Tabelle 9.3. Haupt- und Nebenfunktionen von Synchronisierungen Hauptfunktionen

Bemerkung

Mechanische Lösung

1/ Drehzahl anpassen, Massen beschleunigen bzw. verzögern

• Niedrige Rutschzeit tR, Tabelle 9.4

Innere Energieübertragung, Nutzung des Energiespeichers J2 (Kfz), Leistungsfluss über Reibkupplung

2/ Drehzahldifferenz messen, Gleichlauf feststellen

• Zuverlässiges Funktionieren unter allen Betriebsbedingungen

Drehzahlvergleich mittels Reibung, Reibung als Funktion der Relativgeschwindigkeit

3/ Sperren des Formschlusses bis zum Gleichlauf

• Durchreißen des Gangs vor Reibgesperre mit differenzdrehzahlabhängiger Wirkung Erreichen des Gleichlaufs soll erschwert bzw. unmöglich sein

4/ Formschluss herstellen und Leistungsfluss ermöglichen

• Schaltweg s möglichst kurz Klauenkupplung mit hinter• Formschluss sicherstellen, schnittener Verzahnung Gangsprünge verhindern

Nebenfunktionen 5/ Schaltkomfort

Bemerkung • Schaltkraftverlauf • Schaltkraftkollektiv

6/ Betriebssicherheit bei • Tiefe Temperaturen allen Bedingungen • Schnelles Schalten 7/ Überlastbarkeit

• Fehlbedienungen

Quantifizierung • Tabelle 9.4 • Arktische Temperaturen • tR ≤ 0,1 s • Missbrauchstest

316

9 Schalteinrichtungen

Tabelle 9.3. (Fortsetzung) 8/ Lebensdauer

• Ausreichende mechanische und thermische Dimensionierung

• Pkw > 150.000 km • Nkw > 800.000 km

9/ Leistungsfähigkeit

• Synchronisierbare Massen • Rutschzeit • Leistungsgrenzen

• Konstruktion • Zulässige Beanspruchungswerte, Tabelle 9.7

10/ Kosten

• Entwicklung/Fertigung • Austausch von Verschleißteilen

––––––––––––––––––––

11/ Gewicht / Bauraum • Bauraum reduzieren • Schaltweg verkürzen

––––––––––––––––––––

3/ Drehzahlanpassung mit rutschender Reibkupplung Die zur Drehzahlanpassung verwendeten Reibflächen mechanischer Synchronisierungen sind je nach Bauform eben, konisch oder zylindrisch. Systeme mit Reibkonen sind sowohl in Pkw- als auch Nkw-Getrieben weit verbreitet, Abb. 9.10. Die vom Fahrer über Schalthebel, Schaltgabel und Schaltmuffe aufgebrachte Schaltkraft wird über einen Konus verstärkt. Nachfolgend wird in erster Linie auf Konus-Synchronisierungen eingegangen. Bei den Konus-Synchronisierungen wird unterschieden zwischen • Innenkonus-Synchronisierung: − Einkonus-Synchronisierung, z.B. System Borg-Warner, − Mehrkonus-Synchronisierung, • Außenkonus-Synchronisierung.

Abb. 9.10. Gängige Bauformen mechanischer Synchronisierungen, Abmessungen

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

317

Synchronisierungen mit Reibkonen sind Sonderformen von Reibkupplungen mit ebenen Reibflächen. Es gilt daher dieselbe theoretische Basis. Die Normalkraft Fn auf die Reibflächen ergibt sich aus der Schaltkraft F zu

Fn = F

1 . sinα

(9.1)

Aus der Schaltkraft F ergibt sich mit dem dynamischen Reibwert µ das Reibmoment TR TR = j F

d µ . 2 sinα

(9.2)

Darin ist j die Reibflächenanzahl und d/2 der wirksame Radius. Bei der praktischen Berechnung wird häufig vereinfacht mit d/2 = d0/2 gerechnet. Um Selbsthemmung zu vermeiden, muss für den Konuswinkel α gelten: tanα > µ .

(9.3)

Die Gl. (9.2) liefert Ansatzpunkte für konstruktive Maßnahmen zur Steigerung der Leistungsfähigkeit und Reduzierung der Schaltkraft. Mehrkonus-Systeme bieten folglich gegenüber Einkonus-Systemen eine geringere Schaltkraft bzw. eine Steigerung der Drehmomentkapazität. Lamellen-Synchronisierungen haben ebene Reibflächen. Eine Schaltkraftübersetzung wie bei Konus-Systemen erfolgt nicht. Mit der Anzahl der Reibflächen steigt bei ihnen die Leistungsfähigkeit und sinkt die Schaltkraft, die Paketbaulänge nimmt zu. 4/ Abmessungen von Synchronisierungen

Abbildung 9.11 zeigt die wichtigsten Maße einer Synchronisierung.

Abb. 9.11. Abmessungen. b0 Paketbaulänge; d0 Nenn-Durchmesser; dK Kupplungsdurchmesser; ∆S Verschleißweg; ∆Szul zulässiger Verschleißweg inkl. Lüftspiel; s Schaltweg an der Schaltmuffe; ∆V Verschleiß am Synchronring; α Konuswinkel

318

9 Schalteinrichtungen

Im Allgemeinen ist der Verschleiß der Reibflächen der lebensdauerbestimmende Faktor. Der Schaltweg s an der Schaltmuffe beträgt etwa 7,5...13 mm. Der zulässige Verschleißweg ∆Szul beträgt in der Regel zwischen 1 und 1,5 mm. Durch Subtraktion des funktionsbedingten Lüftspiels vom zulässigen Verschleißweg wird die Verschleißreserve der Synchronisierung berechnet. Der maximale Verschleiß ∆Vmax liegt bei Konus-Synchronisierungen in der Größenordnung von 0,15 mm je Reibpaarung. 9.2.2 Ablauf des Synchronisiervorgangs

Eine breite Anwendung in handgeschalteten Fahrzeuggetrieben finden EinkonusSynchronisierungen, die auf dem System „Borg-Warner“ basieren. Am Beispiel der Synchronisierung ZF-B („B“ steht für System Borg-Warner), Abb. 9.12, soll der Synchronisiervorgang in seinen einzelnen Phasen gezeigt werden. Der Synchronkörper 4 ist fest mit der Getriebewelle verbunden. Der Synchronring 3 wird im Synchronkörper über Anschlagnasen geführt. Diese sind schmaler als die Nuten im Synchronkörper. Dadurch kann sich der Synchronring um einen bestimmten Betrag radial verdrehen.

Abb. 9.12. Einkonus-Synchronisierung, System Borg-Warner (ZF). 1 Nadelgelagertes Losrad; 2 Kupplungskörper mit Schaltverzahnung und Reibkonus; 3 Hauptfunktionsträger Synchronring mit Gegenkonus und Sperrverzahnung; 4 Synchronkörper mit Innenverzahnung für den Formschluss mit der Getriebewelle und Außenverzahnung für die Schaltmuffe; 5 Druckfeder; 6 Kugelbolzen; 7 Druckstück; 8 Schaltmuffe mit Klaueninnenverzahnung

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

319

Abb. 9.13. Synchronisiervorgang. Pfeile mit halb gefüllten Spitzen geben die Bewegungsrichtungen an, die Drehmomentpfeile zeigen die wirkenden Momente am Synchronring. 2 Kupplungskörper mit Schaltverzahnung und Reibkonus; 3 Hauptfunktionsträger Synchronring mit Gegenkonus und Sperrverzahnung; 4 Synchronkörper mit Innenverzahnung für den Formschluss mit der Getriebewelle und Außenverzahnung für die Schaltmuffe; 5 Druckfeder; 6 Kugelbolzen; 7 Druckstücke; 8 Schaltmuffe mit Klaueninnenverzahnung

320

9 Schalteinrichtungen

Vor Beginn des Schaltens wird die Schaltmuffe mittels einer Rastierung in der Mittelstellung gehalten. Die anstehende Schaltkraft F leitet die Axialbewegung der Schaltmuffe 8 ein, wodurch die Druckstücke 7 über die Kugelbolzen 6 zunächst den Synchronring 3 mit seinem Gegenkonus an den Reibkonus des Kupplungskörpers 2 drücken. Infolge der vorhandenen Drehzahldifferenz von Schaltmuffe 8 und Synchronring 3 gegenüber dem Losrad 1 wird der Synchronring bis zum Anschlagen der Nasen an die Nutwandung verdreht. Diese Phase I des Synchronisiervorgangs nennt man „Ansynchronisieren“, Abb. 9.13. Die Schaltmuffe wird weiterbewegt. Dadurch berühren sich die Dachschrägen von Klaueninnenverzahnung der Schaltmuffe 8 und Klauenaußenverzahnung des Synchronrings 3. Die Hauptsynchronisation beginnt, Phase II. Die Schaltkraft wird arbeitsteilig über die Druckstücke 7 und die Klauen 8 in den Synchronring eingeleitet. An den Dachschrägen entsteht das die Sperreinrichtung öffnende Verzahnungsmoment TZ. TZ ist kleiner als das schließende Reibmoment TR. Die Schaltmuffe lässt sich in der Rutschphase nicht schalten. In der Literatur wird das Verzahnungsmoment TZ häufig als Indexmoment TI und das Reibmoment TR als Konusmoment TC bezeichnet. Mit Erreichen des Gleichlaufs strebt das Reibmoment gegen Null, Phase III. Der Entsperrvorgang beginnt. Das Verzahnungsmoment wird größer als das Reibmoment und bewirkt über die Dachschrägen ein Rückdrehen des Synchronrings. Die Schaltkraft sinkt in dieser Phase rapide ab. Während der gesamten Axialbewegung der Schaltmuffe gleitet der angefederte Kugelbolzen entlang der schrägen Nutfläche. Er wird dabei gegen die Feder 5 in das Druckstück gedrückt, bis er von der Schaltmuffe überschoben wird. Beim Durchschalten trifft die Schaltmuffenverzahnung auf die Dachschrägen der Schaltverzahnung des Kupplungskörpers 2. In dieser Phase IV ist der Kugelbolzen überschoben. Lediglich eine Restandrückkraft drückt noch über die Druckstücke den Synchronring an den Reibkonus des Kupplungskörpers. Die Restandrückkraft resultiert aus der Reibung zwischen der bewegten Schaltmuffe und den Druckstücken (mit Kugelbolzen). Die Schaltmuffenverzahnung verdreht den Kupplungskörper relativ zum Synchronring. Der Schaltweg wird frei. Die Schaltmuffe stellt den Leistungsfluss zwischen Gangradpaar und Getriebewelle formschlüssig her, Phase V. Tabelle 9.4. Vorgabedaten der zulässigen Handkraft FH,zul und Rutschzeit tR,zul Vorgabegröße Gang

Pkw

Nkw Hauptgetriebe

Splitgruppe

Rangegruppe

Zulässige Handkraft FH,zul

1...z

< 120...80 N

< 250...180 N

Pneumatisch

Pneumatisch

Zulässige Rutschzeit tR,zul

1...z

< 0,25...0,15 s

< 0,4...0,25 s

0,15 s

0,2 s

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

321

Abb. 9.14. Zusammenhang zwischen Schaltkraft F an der Schaltmuffe und der Rutschzeit tR in Abhängigkeit vom zu schaltenden Gang

Schaltkomfort

Um den Schalt- bzw. Synchronisiervorgang mit dem gewünschten Komfort zu erreichen, ist das zeitlich richtige Hinter- und Nebeneinander der beschriebenen Einzelfunktionen wichtig. In der Feingestaltung der Einzelteile verbirgt sich viel Know-how, zum Beispiel in der Ausführung von Anlageflächen und von funktionsbedingtem Spiel [9.2, 9.4]. Bei der Bewertung einer Schaltung hat für den Fahrer der Schaltkomfort eine besonders große Bedeutung. Bei mechanisch betätigten Schalteinrichtungen wird die vom Fahrer aufgebrachte Handkraft von Schalthebel und Übertragungselement (z.B. Schaltgestänge) übersetzt und an die Schaltmuffe geleitet. Dieses Übersetzungsverhältnis ist konstruktionsabhängig und bewegt sich üblicherweise in einer Spanne von 7:1 bis 12:1. Der Wirkungsgrad bei der Schaltkraftübertragung ist zu berücksichtigen. Er ist häufig kleiner als 70 %. Es gibt Vorgaben für die maximal zulässige Rutschzeit tR,zul und die maximal zulässige Handkraft FH,zul, Tabelle 9.4. Abbildung 9.14 zeigt beispielhaft den Zusammenhang zwischen der Schaltkraft F an der Schaltmuffe und der Rutschzeit tR. Die tatsächlich vom Fahrer aufgebrachte Schaltkraft hängt stark von der Fahrweise und der Verkehrssituation ab. Der Einfluss von tiefen Außentemperaturen auf die Größe der Handkraft und der Rutschzeit ist hoch. Für den Fahrkomfort in seiner Gesamtheit ist der Außentemperatureinfluss aber von untergeordneter Bedeutung, da sich das Getriebeöl im Betrieb relativ rasch erwärmt. Die bedeutendsten Komfortprobleme bei Synchronisierungen sind 1/ Haken, 2/ Hochschaltkratzen und 3/ Schaltgeräusche. 1/ Haken

Nachdem der Gleichlauf hergestellt ist und die Synchronisierung entsperrt hat, bricht für den Fahrer, noch bevor durchgeschaltet ist, die Schaltkraft spürbar zusammen. Die Schaltmuffe sollte nun in Phase IV, Abb. 9.13, mit wenig Kraft den

322

9 Schalteinrichtungen

Kupplungskörper verdrehen und sich leicht in die durchgeschaltete Stellung schieben lassen. Zwischen der Schaltmuffe und den Druckstücken (mit Kugelbolzen) tritt beim Verschieben Reibung auf. Ist die Reibkraft groß bzw. die Lüftcharakteristik ungünstig, kann die Restandrückkraft an den Synchronring derart hoch sein, dass sich der Kupplungskörper relativ zum Synchronring nur mit hoher Schaltkraft verdrehen lässt. Der Fahrer empfindet den erneuten Schaltkraftanstieg – in der Literatur auch als „Zweiter Druckpunkt“ bezeichnet – als Haken der Schaltung. Unter „Lüftcharakteristik“ versteht man das Sichlösen des Synchronrings vom Reibkonus des Kupplungskörpers. Dem Haken kann durch konstruktive Maßnahmen begegnet werden. Um beispielsweise die Lüftcharakteristik zu verbessern, wird in die Synchronringreibfläche ein „ablaufendes“ Gewinde eingearbeitet, s. auch Abschn. 9.2.4 „Tribologisches System von Synchronisierungen“. Großen Einfluss haben auch der Dachschrägenwinkel (Einspurwinkel) an der Klaueninnenverzahnung der Schaltmuffe sowie das Schleppmoment des Getriebes. Siehe dazu auch Abschn. 9.2.3, Ziffer 4/ „Auslegung der Sperrverzahnung auf Sperrwirkung“. 2/ Hochschaltkratzen

Ein kältetypisches Schaltkomfortproblem ist das Hochschaltkratzen (häufig auch als „Kaltkratzen“ bezeichnet). Es tritt besonders bei kaltem Getriebeöl und der Schaltung von Gang 1 nach 2 auf. Bei Öltemperaturen oberhalb von 10 °C tritt es in der Regel nicht mehr auf. Beim Übergang von Phase III nach IV, nach dem Entsperren, durchfährt die Schaltmuffe einen bestimmten Weg, bevor der Formschluss zwischen Schaltmuffe und dem Kupplungskörper hergestellt wird. In dieser Phase wird der Kugelbolzen überschoben. Der Synchronring wird nur noch mit der Restandrückkraft an den Kupplungskörper gedrückt. Während dieser Zeit ist das Losrad relativ frei. Durch das Schleppmoment kann erneut eine Relativgeschwindigkeit zwischen Schaltmuffe und zu schaltendem Losrad entstehen, die beim Durchschalten ein „Kratzen“ der Klauen hervorruft. 3/ Schaltgeräusche (Ratschen)

Durch mangelhafte Funktion der Synchronisierung kann die Schaltmuffe in die Schaltverzahnung eingreifen, bevor Gleichlauf herrscht. Dies verursacht dann Ratsch- oder Kratzgeräusche. Ob diese Geräusche auftreten, hängt wesentlich davon ab, wie der Fahrer schaltet. Ratschen kann bei einem Durchreißen des Gangs auftreten. Die Rutschzeit ist zu kurz und der Formschluss zwischen Schaltmuffe und Kupplungskörper wird hergestellt, bevor Gleichlauf herrscht. Aber auch Torsionsschwingungen, die insbesondere durch Verdrehspiele im Triebstrang ermöglicht werden, können diesen Effekt bewirken. Durch die Schwingungsanregung werden die Reibwerte beeinflusst. Die Klauen der Schaltmuffe gleiten an den Dachschrägen der Sperrverzahnung durch diesen „Rüttelvorgang“ leichter ab [9.11]. Siehe dazu auch Abschn. 9.2.3, Ziffer 4/ „Auslegung der Sperrverzahnung auf Sperrwirkung“.

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

323

Abb. 9.15. Äußere Einflussgrößen auf Funktion und Lebensdauer von Synchronisierungen

9.2.3 Auslegung von Synchronisierungen

Die Synchronisierung ist eine stark beanspruchte Baugruppe. Dies gilt in besonderem Maße für Nkw-Synchronisierungen. Abb. 9.15 zeigt Einflussgrößen auf ihre Funktion und Lebensdauer. Eine einzige Fehlbedienung kann sie nachhaltig schädigen oder zerstören. Synchronisierungen werden im Wesentlichen nach folgenden Kriterien ausgelegt: • Funktion: − synchronisierbare Massen, Schaltkomfort, − Kaltschaltverhalten, Schalten im Neuzustand („Grünschaltbarkeit“), − Sperrsicherheit, − Missbrauch, • Lebensdauer: − mechanische Beanspruchung der Schaltverzahnung, − mechanische Beanspruchung des Synchronrings, − thermische Beanspruchung der Reibflächen, − Soll-Lebensdauer, s. Tabelle 9.3. 1/ Leistungsgrenzen von Synchronisierungen

Abbildung 9.16 zeigt eine durch Ratschen beschädigte Klauenverzahnung eines Nkw-Kupplungskörpers. Im Reibkonus ist eine Ringnut als „Drainage“ zum Durchschneiden des Ölfilms in den einsatzgehärteten Stahl (16 MnCr5 Eh) eingebracht. Siehe dazu auch Abschn. 9.2.4. Den Bruch an der Anschlagnase eines Synchronrings aus Sondermessing zeigt Abb. 9.17. Derartige Brüche sind die Folge von Torsionsschwingungen. Sie treten vor allem bei Motoren mit stark ungleichförmigem Lauf auf (z.B. Dieselmotoren mit Direkteinspritzung). Deutlich in der Abbildung zu erkennen ist die Sperrverzahnung des Synchronrings. Bei einer mechanisch ausreichend dimensionierten Synchronisierung legt die auftretende thermische Beanspruchung die Leistungsgrenzen fest. In weniger als

324

9 Schalteinrichtungen

0,1 s kann die Oberflächentemperatur ϑ punktuell Spitzenwerte bis zu 1000 °C erreichen [9.25]. Wenn die Wärmebeanspruchung die zulässigen Werte übersteigt, treten Schäden an den Reibflächen auf.

Abb. 9.16. Beschädigung der Klauen der Schaltverzahnung durch Ratschen. Ringnut im Reibkonus des Nkw-Kupplungskörpers

Abb. 9.17. Beschädigung des Synchronrings durch Torsionsschwingungen, Bruch an der Anschlagnase

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

325

Man unterscheidet zwischen kurzzeitiger Überbeanspruchung durch Temperaturspitzen und Dauerüberbeanspruchung, beispielsweise durch zu lange Rutschzeiten. Abbildung 9.18 zeigt Fresser und Wärmefahnen am Reibkonus eines NkwKupplungskörpers.

Abb. 9.18. Fresser und Wärmefahnen am Reibkonus eines Nkw-Kupplungskörpers

Abb. 9.19. Erhöhter Verschleiß an der Mo-Reibfläche eines Nkw-Synchronrings durch thermische Überbeanspruchung

326

9 Schalteinrichtungen

In Abb. 9.19 ist erhöhter Verschleiß an einem Nkw-Synchronring zu erkennen. Bei dem gezeigten Synchronring handelt es sich um einen Stahlring mit einem Molybdän-Reibbelag und einer eingeschliffenen Rillierung. Auch ohne Überlastung tritt aufgrund der „normalen“ thermischen Beanspruchung im Laufe der Betriebszeit eine negative Veränderung im Synchronisierverhalten auf. Die zulässige flächenbezogene Reibleistung PA,zul ist der gängige Maßstab zur Beurteilung der thermischen Beanspruchung. 2/ Grundlagen der Auslegungsrechnung

Wie in Abschn. 7.4 „Betriebsfestigkeit und Lebensdauer“ gezeigt, sind nicht alle Bauteile eines Getriebes einer Lebensdauerberechnung zugänglich. Siehe dazu auch Abschn. 17.2.2 „Qualitative Zuverlässigkeitsanalyse“. Für die so genannten B-Bauteile der A-, B- und C-Analyse ist keine Lebensdauerberechnung möglich. Synchronisierungen sind B-Bauteile. Für deren Auslegungsrechnung ist man auf Erfahrungswerte angewiesen. Für die Berechnung mechanischer Synchronisierungen gelten die allgemeinen Grundgleichungen schaltbarer Reibkupplungen, wie sie auch in [9.27] beschrieben werden. Das Momentengleichgewicht an einer Synchronisierung nach Abb. 9.20 lautet: TL +

dω J red + TV + TR = 0 . dt

(9.4)

Bei vollständig betätigter Anfahrkupplung ist während des Synchronisiervorgangs das Lastmoment TL = 0. Das Verlustmoment TV wird durch Lagerverluste, Ölplansch-, Ölschlepp- und Ölquetschverluste verursacht. Das Verlustmoment ist eine getriebespezifische Größe. Beim Hochschalten wird das zu schaltende Gangrad mit den auf seine Achse reduzierten Drehmassen Jred verzögert. Reibmoment und Verlustmoment haben dieselbe Wirkrichtung. Während des Rückschaltvorgangs wird das zu schaltende Gangrad mit den auf seine Achse reduzierten Drehmassen beschleunigt. Reib- und Verlustmoment haben entgegengesetzte Wirkrichtungen. Das Beschleunigungsmoment TB berechnet sich zu TB =

dω J red . dt

Abb. 9.20. Synchronisation zweier Ersatzdrehmassen

(9.5)

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

327

Nach Gl. (9.4) ergibt sich das Reibmoment TR zu TR = −

dω dω ⎞ ⎛ dω J red − TV , ⎜ < 0 ⇒ TR > 0 ; > 0 ⇒ TR < 0 ⎟ . t t dt d d ⎠ ⎝

(9.6)

Die an der Synchronisierung momentan übertragene Leistung P ermittelt sich aus dem Produkt des Reibmoments TR und der relativen Winkelgeschwindigkeit ωrel der zu synchronisierenden Teile

P = TR ωrel .

(9.7)

Damit ergibt sich die Reibarbeit W je Schaltung mit der Rutschzeit tR zu tR

∫

W = P dt .

(9.8)

0

3/ Praktische Auslegung auf zulässige thermische Beanspruchung

Nachfolgend wird ein Verfahren vorgestellt wie Synchronisierungen „von Hand“ ausgelegt werden können. Dafür müssen Vereinfachungen getroffen werden. Über der Rutschzeit tR sei • die Schaltkraft • der Reibwert • das Verlustmoment

F µ TV

= konstant, = konstant, = konstant,

und damit ergibt sich • das Reibmoment TR = konstant, • die Winkelgeschwindigkeitsänderung dω/dt = konstant. Die durch die vereinfachenden Annahmen gemachten Fehler werden in der Berechnung größtenteils durch die zulässigen Beanspruchungswerte kompensiert. Die zulässigen Beanspruchungswerte basieren auf Erfahrungen. Reduktion der Massenträgheitsmomente

Aufgrund der Übersetzungsstufen erfahren die am Synchronisiervorgang beteiligten Massen unterschiedliche Winkelbeschleunigungen. Um mit einer Winkelgeschwindigkeit für sämtliche am Synchronisiervorgang beteiligten Massen rechnen zu können, werden diese auf eine Achse bezogen. Im allgemeinen Fall auf die Drehachse des zu schaltenden Losrads. Dabei ist allgemein

J red,i = J i +

i

1

k =1

k

∑ Jk i2 .

(9.9)

328

9 Schalteinrichtungen

Abb. 9.21. Antriebsstrang mit koaxialem 5-Gang-Vorgelegegetriebe („In-Line“)

Beispiel: Bei einer Schaltung vom 2. in den 1. Gang des in Abb. 9.21 dargestellten Getriebes reduziert man die Massen auf die Drehachse des Losrads 7. Damit ergibt sich

⎛z J red, 7 = J 7 + ( J K + J EW + J1 )⎜⎜ 7 ⎝ z8 ( J VW

⎞ ⎟ ⎟ ⎠

2

⎛ z2 ⎜⎜ ⎝ z1

⎛z + J 2 + J 4 + J 6 + J 8 + J10 + J14 )⎜⎜ 7 ⎝ z8

⎡ ⎛z ⎢J3⎜ 4 ⎢ ⎜⎝ z3 ⎣

2

⎞ ⎛z ⎟ + J5⎜ 6 ⎟ ⎜z ⎠ ⎝ 5

2

⎞ ⎛z ⎟ + J 9 ⎜ 10 ⎟ ⎜ z ⎠ ⎝ 9

2

⎞ ⎟⎟ + ⎠ 2

⎞ ⎟ + ⎟ ⎠

2

2

⎞ ⎛z ⎞ ⎛z ⎞ ⎟ + J11 ⎜ 10 ⎟ + J13 ⎜ 14 ⎟ ⎜z ⎟ ⎟ ⎜z ⎟ ⎝ 11 ⎠ ⎠ ⎝ 13 ⎠

(9.10) 2⎤

2

⎛z ⎞ ⎥ ⎜ 7⎟ . ⎥ ⎜⎝ z8 ⎟⎠ ⎦

Unter der Voraussetzung, dass die Abtriebswelle AW mit ihren Festteilen während des Synchronisiervorgangs keine Änderung der Winkelgeschwindigkeit erfährt, müssen deren Massenträgheitsmomente nicht berücksichtigt werden. Koaxiales „In-Line“-Vorgelegegetriebe

Befinden sich bei koaxialen Vorgelegegetrieben alle Synchronisierungen auf der Abtriebswelle (Hauptwelle), dann spricht man von einem „In-Line-Getriebe“. Nkw mit einem zulässigen Gesamtgewicht größer 3,5 t haben in der Regel In-Line-Getriebe. Man reduziert dann die Massenträgheitsmomente auf die Antriebswelle EW. Dadurch wird erreicht, dass für alle zu schaltenden Losräder mit ein und demselben Massenträgheitsmoment gerechnet werden kann. Für das Losrad i des zu schaltenden Gangs n gilt in diesem Fall

J red,i = J EW in2 .

(9.11)

Tabelle 9.5 gibt Anhaltswerte für auf die Antriebswelle reduzierte Massenträgheitsmomente JEW.

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

329

Tabelle 9.5. Auf die Antriebswelle reduzierte Massenträgheitsmomente JEW (mit Kupplungsscheibe, ohne Abtriebswelle) bei „In-Line-Getrieben“ Getriebeart

Maximales Getriebeeingangsmoment

Getriebespreizung

JEW

Pkw-6-Gang-„In-Line-Getriebe“, obere Mittelklasse

500 Nm

6

0,008 kg m2

Nkw-6-Gang-„In-Line-Getriebe“

900 Nm

10

0,12 kg m2

Nkw-9-Gang-„In-Line-Getriebe“, mit nachgeschalteter PlanetenRangegruppe, 4 x 2 + Crawler

1.100 Nm

13

0,17 kg m2

Relativdrehzahl und Reibgeschwindigkeit am Synchronring

Die Drehzahlen werden vor und nach dem Synchronisiervorgang an der Synchronisierung des jeweiligen Gangs ermittelt. Die Synchronisierung wird auf die maximale Relativdrehzahl ausgelegt. Die Reibgeschwindigkeit v am Synchronring hat großen Einfluss auf die thermische Beanspruchung. Die Temperatur an der Reiboberfläche steigt exponentiell mit der Reibgeschwindigkeit. Mit der maximalen Winkelgeschwindigkeitsdifferenz ∆ωi ergibt sich

v = ∆ωi

d . 2

(9.12)

Verlustmoment TV

Das Verlustmoment TV am Synchronring eines bestimmten Gangs lässt sich rechnerisch nur schwer fassen. In Tabelle 9.6 sind als Anhaltswerte an der Antriebswelle gemessene Verlustmomente TV,EW angegeben. Die Abschätzung von TV,EW beruht auf Erfahrungswerten. Sie erlaubt zusammen mit den ebenfalls auf Erfahrungen basierenden zulässigen Beanspruchungswerten eine in der Praxis brauchbare Auslegung von Synchronisierungen. Tabelle 9.6. Verlustmoment TV,EW bei einer Öltemperatur von 80 °C [9.29] Erfahrungswerte

Pkw

Nkw

Nkw mit Gruppe

Verlustmoment an der Antriebswelle TV,EW

2 Nm

4–8 Nm

10–14 Nm

• „In-Line-Getriebe“: TV = TV,EW in • Für beliebige Getriebe: TV am zu schaltenden Losrad mit den oben aufgeführten Werten von der Antriebswelle her ermitteln (Grobabschätzung)

330

9 Schalteinrichtungen

Reibmoment TR am Synchronring

Nach Gl. (9.6) gilt für die getroffenen Vereinbarungen TR = − J red,i

∆ωi − TV . tR

(9.13)

Beim Hochschaltvorgang (Verzögern) ist ∆ωi < 0, und beim Rückschaltvorgang (Beschleunigen) ist ∆ωi > 0. Reibarbeit W

Bei linearem Verlauf der Winkelgeschwindigkeit ω über der Rutschzeit tR ergibt sich durch Integration von Gl. (9.7) für die Reibarbeit W=

(

)

1 − J red,i ∆ωi2 − TV ∆ωi t R . 2

(9.14)

Die Reibarbeit muss als Wärme abgeführt werden und hat daher ein negatives Vorzeichen. Bei der praktischen Auslegungsrechnung wird mit dem Betrag der Reibarbeit |W| weitergearbeitet. Reibleistung Pm

Die mittlere Reibleistung Pm ergibt sich zu Pm =

W . tR

(9.15)

Spezifische Beanspruchungen

Bei der Auslegung von Synchronisierungen auf zulässige thermische Beanspruchung werden die berechneten Beanspruchungswerte auf die „Bruttoreibfläche“ AR bezogen. Bei der Betrachtung der „Bruttoreibfläche“ wird die Feingestaltung der Reibfläche durch eingearbeitete Nuten und Rillen nicht berücksichtigt. Der während des Synchronisiervorgangs tatsächlich in Reibkontakt tretende Flächenanteil ist ohnehin nicht genau bestimmbar. AR setzt sich aus der Summe der Einzelbruttoreibflächen (z.B. bei Mehrkonus-Synchronisierungen) zusammen. j

AR = AR,1 + AR,2 + K + AR, j = ∑ AR,i .

(9.16)

i =1

Der Fehler durch das Vernachlässigen des Berührflächenanteils ist in den zulässigen Beanspruchungswerten berücksichtigt. Die errechneten Beanspruchungswerte werden mit den werkstoff- und anwendungsspezifisch zulässigen Beanspruchungswerten verglichen.

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

331

Tabelle 9.7. Auslegungsdaten: Richtwerte für Reibpaarungen [9.29] Anhaltswerte

Reibpaarung Reibwert

µ

Stahl

Zulässige Reibgeschw.

v = ∆ω i

d 2

Spezifische Reibarbeit

WA =

W AR

Spezifische Reibleistung

PA =

Pm AR

Flächenpressung

p R,i =

Fn AR,i

vzul

WA, zul

PA, zul

pR, zul

[m/s]

[J/mm2]

[W/mm2]

[N/mm2]

/ So-Messing

0,08...0,12

5

0,09

0,45

3

/ Molybdän

0,08...0,12

7

0,53

0,84

6

/ Streusinter

0,08...0,12

9

1,0

1,5

7

Tabelle 9.7 gibt Anhaltswerte für die zulässigen Beanspruchungen der weit verbreiteten Reibpaarungen Reibkonus aus Stahl/Synchronring aus unbeschichtetem Sondermessing (SoMs) und Reibkonus aus Stahl/Synchronring aus Stahl mit einem Molybdän-Reibbelag (Mo). Siehe hierzu auch die Tabellen 9.8 und 9.9. Es handelt sich hierbei um Auslegungsdaten, die eng mit dem Berechnungsalgorithmus und seinen Vereinfachungen zu sehen sind. Kurzzeitig ertragbare Spitzenlasten sind deutlich höher. Spitzenlasten der spezifischen Reibarbeit WA sind für die Synchronringreibbeläge [9.26]: • • • •

SoMs: Mo: Papier: Streusinter:

1,2 J/mm2, 1,5 J/mm2, 2,5 J/mm2, 4,0 J/mm2.

Bei thermisch hochbeanspruchten Synchronisierungen ist in der Regel die spezifische Reibleistung PA die kritische Beanspruchung. Die Reibpaarung ist in der Lage, sich bis zu einem gewissen Grad zu regenerieren. Ein durch eine Extremschaltung leicht beschädigter Reibbelag regeneriert sich durch nachfolgende weiche Schaltungen. Des Weiteren kann eine Extremschaltung die durch viele weiche Schaltungen hervorgerufene Glättung des Reibbelags beseitigen und eine Verbesserung des Reibverhaltens bewirken. Die durch die Werkstoffpaarung bedingte zulässige Reibgeschwindigkeit vzul beschränkt die realisierbaren Durchmesser d der Reibflächen. In ca. 90 % der Anwendungsfälle sind aber nicht die spezifischen Beanspruchungen die einschränkenden Kriterien für die Verwendung einer Synchronisierung, sondern die den Schaltkomfort betreffenden Größen Rutschzeit tR und die Handkraft FH.

332

9 Schalteinrichtungen

Abb. 9.22. Algorithmus zur thermischen Auslegung von Synchronisierungen

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

Abb. 9.22. (Fortsetzung)

333

334

9 Schalteinrichtungen

Diskussion der Auslegungsgleichungen

Je geringer die Rutschzeit sein soll, desto höher ist nach Gl. (9.13) das zu übertragende Reibmoment. Die zu übertragende Reibleistung P steigt mit ∆ω2. Sowohl die Rutschzeit tR als auch die Winkelgeschwindigkeitsdifferenz ∆ω sind betriebsund konstruktionsbedingt. Auch die am Synchronisiervorgang beteiligten Massen, ausgedrückt durch ihr reduziertes Trägheitsmoment Jred,i, sind kaum zu beeinflussen. Die Reibgeschwindigkeit v am Synchronring steigt nach Gl. (9.12) mit dem wirksamen Durchmesser d. Hauptansatzpunkte für die Optimierung bestehender und die Entwicklung neuer reibschlüssiger Synchronisierungen sind demnach: Konstruktiv:

• Vergrößerung der Reibflächen AR: – Außenkonus-Synchronisierung, • Erhöhung der Reibflächenanzahl j und Vergrößerung der Reibflächen AR: – Mehrkonus-Synchronisierung, – Lamellen-Synchronisierung, • Schaltkraftübersetzung: – Konuswinkel α, – Hebelverstärkte Synchronisierung, • Durchschaltbarkeit: – Lüftcharakteristik, – Ölrinnen, Tropfkanten, Prallflächen. • Ölversorgung: Werkstofftechnisch:

• Erhöhung der zulässigen Beanspruchungswerte durch „neue“ Reibpaarungen, • Erhöhung des Reibwerts µ. Die gängigen Einkonus-Synchronisierungen haben in Nkw-Getrieben und in den unteren Gängen der Pkw-Getriebe ihre Leistungsgrenzen erreicht. Sie werden bei Bedarf durch Doppel- und Dreikonus-Synchronisierungen ersetzt [9.5, 9.23]. Berechnungsgang

Abbildung 9.22 zeigt einen Algorithmus zur thermischen Auslegung von Synchronisierungen, der auf den vorgestellten Vereinfachungen, Gleichungen und Tabellen basiert. Das Vorgehen ist iterativ. Man rechnet zuerst die „einfachste“ Lösung durch, in der Regel eine Einkonus-Synchronisierung aus dem standardisierten Fertigungsprogramm. Erfüllt sie die Anforderungen nicht, so werden die Schleifen des Algorithmus unter Variation von Bauart, Bauform und Werkstoff mehrfach durchlaufen, bis die ausgewählte Synchronisierung den Anforderungen entspricht. Dabei sind neben den technischen auch die wirtschaftlichen Randbedingungen zu berücksichtigen.

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

335

Abb. 9.23. Kräftezerlegung an einer Sperrverzahnung. Öffnungsmoment TZ

4/ Auslegung der Sperrverzahnung auf Sperrwirkung

Bei den gängigen mechanischen Synchronisierungen beruht die Sperrwirkung auf demselben Prinzip. Das Reibmoment TR wirkt als Sperrdrehmoment, dem ein aus der Kräftezerlegung an schrägen Flächen resultierendes Öffnungsmoment TZ (häufig auch als Indexmoment TI bezeichnet) gegenübersteht. Solange eine Drehzahldifferenz besteht, ist das sperrende Reibmoment größer als das Öffnungsmoment. Hier wird beispielhaft die Auslegung einer Sperrverzahnung gezeigt, Abb. 9.23. Das an den Dachschrägen der Klauen hervorgerufene Verzahnungsmoment TZ wirkt als Öffnungsmoment und errechnet sich mit dem Reibwert µD zwischen den Sperr- und Schaltklauen zu β ⎛ cos − µD sin F d K ⎜⎜ 2 TZ = 2 ⎜ sin β + µ cos ⎜ D 2 ⎝

β 2 β 2

⎞ ⎟ Fd K ⎟= 2 ⎟ ⎟ ⎠

β ⎛ ⎜ 1 − µD tan 2 ⎜ ⎜ µ + tan β ⎜ D 2 ⎝

⎞ ⎟ ⎟. ⎟ ⎟ ⎠

(9.17)

Für den Reibwert µD gilt: µD ≈ 0,09. Wie groß µD im Betrieb tatsächlich ist, kann kaum angegeben werden. Die bereits erwähnten Torsionsschwingungen führen dazu, dass die Klauen der Schaltmuffe durch die Sperrverzahnung „gerüttelt“ werden. Vereinfacht lässt sich daher bei Vernachlässigung des Reibwerts µD das Öffnungsmoment TZ beschreiben mit TZ =

F d K cot 2

β 2 .

(9.18)

Bei der Auslegung der Sperrverzahnung wird angenommen, dass die gesamte Schaltkraft auf die Sperrzähne wirkt, also keine Kraft mehr über die Druckstücke auf den Synchronring geleitet wird. Ein Durchschalten der Schaltmuffe wird so lange verhindert, wie die Sperrbedingung

TZ < TR

mit TR = j F

d µ 2 sinα

(9.19)

336

9 Schalteinrichtungen

erfüllt ist. Mit Gl. (9.18) und Gl. (9.19) folgt F d K cot 2

β 2 < jFd µ. 2 sinα

(9.20)

Damit ergibt sich folgende Auslegungsgleichung für den Dachschrägen- bzw. Öffnungswinkel β der Sperrverzahnung

cot

β jµ d 1 < 2 sinα d K S

mit 105° < β < 125° .

(9.21)

Zur Beurteilung der Sperrwirkung wird die Sperrsicherheit S eingeführt. Unterschreitet der Öffnungswinkel β die untere der angegebenen Grenzen, so tritt „Ratschen“ auf. Übersteigt er die obere, nimmt die Schaltkraft zu und der Schaltkomfort ab. In Gl. (9.21) zeigt sich als weitere Einflussgröße auf die Eigenschaften von Synchronisierungen das Durchmesserverhältnis d/dK. 9.2.4 Tribologisches System von Synchronisierungen

Der Synchronring mit seiner Reibschicht, der Reibkonus des Kupplungskörpers und der Schmierstoff bilden ein tribologisches System. Neben den konstruktiven beeinflussen auch die tribologischen Eigenschaften der Synchronisierung den Schaltkomfort und die Lebensdauer. Die Geometrie der Sperrverzahnung und der Konuswinkel müssen auf das Reibwertniveau der verwendeten Werkstoffpaarung abgestimmt sein. Um hohe Reibmomente TR bei möglichst geringer Schaltkraft F zu realisieren, muss nach Gl. (9.2) der dynamische Reibwert µ möglichst groß sein. Dieser hohe Reibwert kann nur durch Grenzreibung erreicht werden, s. Abb. 11.6 „StribeckKurve“. Unter Grenzreibung oder Grenzschichtreibung ist ein Reibungszustand definiert, bei dem die Normalkraft Fn nicht mehr – auch nicht teilweise (Mischreibung) – durch hydrodynamischen Druck übertragen wird [9.26]. Die Reibpartner sind dann nur noch durch eine wenige Nanometer dicke Grenzschicht aus chemisch gebildeten Reaktionsschichten getrennt, s. auch Abschn. 11.2 „Schmierung von Getrieben, Getriebeschmierstoffe“. Das Zusammenwirken des Schmierstoffs mit der Struktur und der chemischen Zusammensetzung der Reibwerkstoffe beeinflussen die Grenzschicht und somit den Reibwert [9.28]. Um der hydrodynamischen Schmierfilmbildung zu begegnen, wird die Reibfläche des Synchronrings, und bei Nkw zusätzlich auch die des Kupplungskörpers, mit Rillen versehen. Bei diesen „Drainagen“ sind unterschiedliche Varianten geläufig: • Gewinderillen im Synchronring (ablaufendes Gewinde, s. S. 321 „Haken“), • Axialnuten im Synchronring und/oder Reibkonus des Kupplungskörpers, • Kreisnuten im Reibkonus des Kupplungskörpers (Nkw).

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

337

Die Rillierung der Reibflächen hat die Aufgabe, den Ölfilm zu zerschneiden und einen Teil der Reibwärme durch das Öl abzuführen. Siehe dazu die Abb. 9.12, 9.16 und 9.19. Carbonbeläge besitzen tendenziell einen höheren Reibwert als Molybdän- und Streusinterbeläge. Der nichtmetallische Belag weist auch weitere Möglichkeiten im Hinblick auf Überlastbarkeit und Ölverträglichkeit auf. Werkstoffe

Die Lebensdauer und die Betriebssicherheit sind abhängig von der Werkstoffpaarung. Die Verschleißeigenschaften der Reibpaarung müssen aufeinander abgestimmt sein, Tabelle 9.8. Wesentliche Anforderungen an die Reibpaarung lauten: • • • • •

nahezu verschleißfrei bei hohem Reibwert µ, Werkstoff leicht bearbeitbar, geringe Materialkosten, nahezu konstanter Reibwert über die Lebensdauer, Sicherheit gegen Überlastung.

Tabelle 9.8. Reibpaarungen von Konus-Synchronisierungen Reibfläche des Kupplungskörpers: hoch verschleißfest

Reibfläche des Synchronrings: fresssicher, verschleißend

Weit verbreitet:

Einsatzgehärteter Stahl 16 MnCr5 Eh, 20 MoCr4 Eh, mit 60 HRC

Unbeschichtete Sondermessingringe

Pkw, nach der Drehbearbeitung korundgestrahlt für Strukturierung der Reibfläche

Stahlringe mit etwa 0,5 mm starker Mo-Dickschicht

Nkw, Rillierung eingeschliffen

StreusinterReibbeläge

SoMs-Pulver mit nichtmetallischen Bestandteilen

Mo-Dünnschicht

Im Flamm- oder Plasmaspritzverfahren auf vorprofilierten Synchronring aufgetragen

Papier-Reibbeläge

Faserverbundwerkstoff mit organischer Matrix auf Synchronring aufgeklebt

Trend: Carbon

Carbongewebe auf Synchronring aufgeklebt

338

9 Schalteinrichtungen

Tabelle 9.9. Vergleichende Bewertung von Synchronring-Reibbelägen in Anlehnung an [9.26]. Verbesserung: +++ wesentlich, ++ deutlich, + gering, 0 keine; Verschlechterung: – gering, – – deutlich. Vergleichsbasis: Synchronring aus SoMs Eigenschaften

Sondermessing

Streusinter

Molybdän

Papier

Carbon

Verschleiß Synchronring

0

++

+

––

++

Verschleiß Kupplungskörper

0

0

–

0

0

Spezifische Reibarbeit WA,zul

0

+++

++

++

+++

Reibwert

0

+

+

++

++

Reibwertkonstanz

0

+

0

++

++

Überlastbarkeit

0

++

+

–

+++

Ölverträglichkeit

0

++

+

++

++

In Tabelle 9.9 ist eine vergleichende Bewertung von Reibwerkstoffen wiedergegeben. 9.2.5 Konstruktive Ausführungen

Bei sämtlichen für die Praxis bedeutsamen Synchronisierungen erfolgt die Drehzahlanpassung mit rutschenden Reibkupplungen. Mit Ausnahme der PorscheSynchronisierung läuft der Synchronisiervorgang und die Erzeugung des Sperrdrehmoments bei allen Konstruktionen ähnlich wie im erläuterten Beispiel in Abschn. 9.2.2 ab. Nachfolgend sind einige konstruktive Ausführungen von Synchronisierungen beschrieben. 1/ Einkonus-Synchronisierung

Siehe dazu die Abb. 9.7, 9.12 und 9.13, sowie die zugehörigen Ausführungen. 2/ Mehrkonus-Synchronisierung

Bei Handschaltgetrieben wird eine in allen Gängen gleich große Schaltkraft angestrebt. Daher werden in den unteren Gängen (1. und 2.) zunehmend MehrkonusSynchronisierungen eingesetzt. Es hängt nun vom Einsatzzweck ab, wie die Anzahl der Reibkonen und die Reibwerkstoffe gepaart werden. Beispielsweise kann die Verwendung einer Dreikonus-Synchronisierung eventuell wieder preisgünstige Sondermessing-Synchronringe zulassen [9.5]. Bei der Doppelkonus-Synchronisierung, Abb. 9.24, wird der Gleichlauf mit zwei Konusreibflächen herbeigeführt.

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

339

Abb. 9.24. DoppelkonusSynchronisierung (ZF-D). 1 Losrad; 2 Kupplungskörper mit Klauenverzahnung; 3 Doppelkonusring; 4 Gegenkonusring; 5 Synchronkörper

Der Doppelkonusring 3 ist über mehrere Mitnehmernasen drehfest, aber axial beweglich mit dem Kupplungskörper 2 verbunden. Der Gegenkonusring 4 ist drehfest mit dem Synchronkörper 5 verbunden. Aufgrund der vergrößerten Reibflächenanzahl und der größeren Reibfläche der Doppelkonus-Synchronisierung wird die notwendige Schaltkraft reduziert und die Drehmomentkapazität, sprich die Leistungsfähigkeit, gesteigert. Das Konzept der parallelgeschalteten Mehrfachkonen bedingt engere Fertigungstoleranzen und führt zu höheren Herstellkosten. Die Doppelkonus-Synchronisierung wird deshalb nur in den unteren Gängen eingesetzt. 3/ Außenkonus-Synchronisierung

Bei der Außenkonus-Synchronisierung System Mercedes-Benz, Abb. 9.25, ist der Synchronring 3 mittels einer Ringfeder 2 am Losrad 1 befestigt. Der Synchronring ist mit drei nach innen zeigenden Sperrnasen 6 versehen, die in entsprechende Nuten 7 des Losrads eingreifen. Er kann sich relativ zum Rad sowohl in Umfangsrichtung um einen bestimmten Betrag verdrehen als auch nach Überwinden der Ringfeder axial verschoben werden. Bei einer Schaltung wird die Schaltmuffe an den Synchronring gedrückt. Das Reibmoment verdreht den Synchronring bis zu seinem Anschlag. Seine Sperrnasen 6 legen sich dabei derart vor eine Schräge im Losrad, dass Schaltmuffe 5 und Synchronring 3 so lange nicht weiterbewegt werden können, wie das Reibmoment ungleich Null ist. Bei Gleichlauf gleiten die schrägen Flächen aneinander ab und drehen den Synchronring zurück. Die Nasen des Synchronrings werden in die Nuten 7 des Losrads geschoben. Der Formschluss über die Klauen kann erfolgen. Beim Verschieben der Schaltmuffe wird die Ringfeder 2 aus ihrer Nut gedrückt und gleitet entlang der Konusfläche unter die Schaltverzahnung. Die Radialspannung der Ringfeder übt eine axiale Rückstellkraft auf den Synchronring aus und bewegt ihn beim Lösen des Gangs in die Ausgangsstellung.

340

9 Schalteinrichtungen

Abb. 9.25. Außenkonus-Synchronisierung System Mercedes-Benz. 1 Losrad mit Klauenverzahnung; 2 Ringfeder; 3 Synchronring; 4 Synchronkörper; 5 Schaltmuffe; 6 Sperrnase; 7 Nut im Losrad

Das Verhältnis des wirksamen Durchmessers d zum Kupplungsdurchmesser dK ist größer als 1. Gemäß Gl. (9.21) kann bei gleicher Sperrsicherheit S der Öffnungswinkel β gegenüber dem System Borg-Warner verkleinert werden; der Schaltkomfort steigt. Die Reibflächen sind gegenüber den auf dem System Borg-Warner basierenden Synchronisierungen nach außen verlegt. Nach Gl. (9.2) bewirkt diese Maßnahme eine Verringerung der Schaltkraft und durch Vergrößerung der Reibfläche AR geringere spezifische Beanspruchungen. Aufgrund des größeren wirksamen Durchmessers d steigt nach Gl. (9.12) die Reibgeschwindigkeit v, und die synchronisierbare Drehzahldifferenz sinkt. 4/ Sperrbolzen-Synchronisierung

Bei der in Abb. 9.26 dargestellten Spicer- oder Tompson-Synchronisierung handelt es sich um eine Sperrbolzen-Synchronisierung. Die mit sechs Bohrungen versehene Schaltmuffe 3 ist mit der Getriebewelle drehfest, aber axial verschiebbar verbunden. In die achsparallelen Bohrungen greifen die Sperrbolzen 4 ein. Sie sind mit jeweils einem Synchronring 2 fest verbunden. Die kegelig angesenkten Bohrungen sind größer als der verjüngte Teil des Sperrbolzens und ermöglichen so das Verdrehen des Synchronrings um einen bestimmten Betrag. Solange eine Drehzahldifferenz besteht, ist das Öffnungsmoment, hervorgerufen an den Kegelflächen von Sperrbolzen und Bohrungen, kleiner als das sperrende Reibmoment. Die Schaltmuffe lässt sich nicht verschieben. Bei Gleichlauf drückt die an der schrägen Anlagefläche der Bohrungen herrschende Umfangskomponente der Schaltkraft die Druckfeder 5 zusammen. Die Schaltmuffe gleitet entlang der Sperrbolzen und bringt die Klauen zum Eingriff.

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

341

Abb. 9.26. Sperrbolzen-Synchronisierung. 1 Losrad mit Klauenverzahnung; 2 Synchronring; 3 Schaltmuffe; 4 Sperrbolzen; 5 Druckfeder

Gegenüber den auf dem System Borg-Warner basierenden Synchronisierungen sind die Schaltklauen auf einem kleineren und die Reibflächen auf einem größeren Durchmesser angeordnet. Nach Gl. (9.2) wird dasselbe Reibmoment TR am Synchronring aufgrund des größeren Durchmessers d bei einer kleineren Schaltkraft F erreicht. Die Vergrößerung der Reibfläche AR bewirkt geringere spezifische Beanspruchungen. Durch die Serienschaltung von Reibfläche und Schaltweg ergibt sich gegenüber den auf dem System Borg-Warner basierenden Synchronisierungen eine größere Paketbaulänge b0. 5/ Eaton LF-Synchronisierung

Die LF-Synchronisierung (LF = Low Force) kommt bei Mehr-Gruppen-Getrieben mit zwei Vorgelegewellen der Eaton S-Baureihe zum gleichzeitigen Schalten von Losrädern zum Einsatz, siehe Abb. 12.38. Alle Synchronisierungen dieses DreiGruppen-Getriebes sind auf der Zentralwelle angeordnet. Ein wesentliches Ziel dieser LF-Synchronisierung ist die Verringerung des Schaltkraftaufwandes und ein schnellerer Gangwechsel. Dies wird durch die Umwandlung der bei der Synchronisierung entstehenden Rotationskraft in eine Axialkraft erreicht. Diese Axialkraft bewirkt eine Kontaktverstärkung zwischen dem Synchronring und dem Synchronkörper des zu schaltenden Gangrads. In Abb. 9.27 ist der Aufbau dieser Synchronisierung dargestellt. Zu Beginn des Schaltvorgangs bewegt der Fahrer den Schalthebel in Richtung der neuen Gangposition. Dabei bringt die Synchronscheibe 3 über die Schiebemuffe 8 und den axial verschiebbaren Stift 10 den Synchronring 2 mit dem Synchronkörper 1 des neuen Gangrads 6 in Reibkontakt. Durch diese Bewegung wird das System vom federbelasteten Vorspann-Mechanismus 4 vorgespannt. Aufgrund dessen bewegt sich die Synchronscheibe 3 gegen speziell geformte Rampen 5 im Keilwellenprofil der Hauptwelle 7.

342

9 Schalteinrichtungen

Abb. 9.27. Eaton LF-(Low Force)Synchronisierung der Eaton SGetriebebaureihe. 1 Synchronkörper; 2 Synchronring; 3 Synchronscheibe; 4 Vorspann-Mechanismus; 5 Rampen im Keilwellenprofil; 6 Zahnrad; 7 Hauptwelle; 8 Schiebemuffe; 9 Schaltverzahnung; 10 Stift

Die in Schaltrichtung abfallenden Rampen wandeln die Rotationskraft in eine axiale, gegen das zu schaltende Gangrad 6 gerichtete Kraft um. Durch diese Axialkraft, die die Synchronscheibe in Richtung des zu schaltenden Zahnrads drückt, wird der Schaltvorgang beschleunigt, die Synchronzeit verkürzt und die vom Fahrer am Schalthebel aufzubringende Kraft reduziert. Somit wird ein Synchronkraftanstieg an der Reibfläche zwischen dem Synchronkörper 1 und dem Synchronring 2 erzielt. Sobald Drehzahlgleichlauf zwischen Schiebemuffe 8 und Zahnrad 6 erreicht wird, wird die Schaltverzahnung 9 der Schiebemuffe 8 mit der Schaltverzahnung 9 des Zahnrads 6 formschlüssig verbunden [9.6]. 6/ Lamellen-Synchronisierung

Die Lamellen-Synchronisierung in ihrer heutigen Form ist aus Lamellenkupplungen von Lastschaltgetrieben heraus entwickelt worden, Abb. 9.28. Sie bietet sich aufgrund der großen Gesamtreibfläche AR überall dort an, wo eine sehr hohe Leistungsfähigkeit der Synchronisierung erforderlich ist. Der Konuswinkel α einer Lamellen-Synchronisierung beträgt 90°. Um mit derselben Schaltkraft betätigt werden zu können wie eine Einkonus-Synchronisierung mit α = 6,4°, muss nach Gl. (9.2) eine Lamellen-Synchronisierung gleichen Wirkdurchmessers j = 9 Reibflächen haben. Die Paketbaulängen der beiden Synchronisierungen sind dann etwa gleich groß. Lamellen-Synchronisierungen sind aufwendig und teuer.

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

343

Abb. 9.28. LamellenSynchronisierung

7/ Porsche-Synchronisierung

Die Zwangssynchronisierung, System Porsche, Abb. 9.29, hat eine selbstverstärkende Sperrwirkung. Ein Durchreißen vor Erreichen des Gleichlaufs ist nicht möglich. Die Porsche-Synchronisierung kommt mit relativ geringen Schaltkräften aus, besitzt aber aufgrund ihrer hohen Herstellkosten keine praktische Bedeutung mehr. Die Güte des Synchronisiervorgangs der Porsche-Synchronisierung unterliegt stark den auftretenden Reibwertschwankungen. Der Synchronisiervorgang soll nur kurz beschrieben werden.

Abb. 9.29. Porsche-Synchronisierung. 1 Losrad; 2 Kupplungskörper mit Klauenverzahnung; 3 Sperrband; 4 Synchronring; 5 Sicherungsring; 6 Schaltmuffe; 7 Führungsmuffe; 8 Stein; 9 Anschlag

344

9 Schalteinrichtungen

Der vor der Schaltverzahnung liegende geschlitzte Synchronring 4 hat eine ballige Form. Um in die Schaltmuffe 6 hineingleiten zu können, muss er zusammengedrückt werden. Bei Drehzahldifferenz wird der Synchronring durch das Reibmoment verdreht, bis er sich über den Stein 8 und das Sperrband 3 am Anschlag abstützt. Daraus entstehen Radialkräfte, welche die Sperrbänder nach außen drücken und verhindern, dass der Synchronring zusammengedrückt werden kann. Je größer die axiale Anpresskraft der Schaltmuffe ist, desto stärker wird der geschlitzte Synchronring von den Sperrbändern nach außen gedrückt. Bei Gleichlauf ist keine Spreizkraft mehr wirksam. Der Synchronring lässt sich zusammendrücken und die Schaltmuffe kann über ihn gleiten. 9.2.6 Alternative Getriebesynchronisierungen

Alternativ zur Synchronisiereinrichtung für jeden einzelnen Gang kann ein Zahnradgetriebe noch auf folgende Arten synchronisiert werden [9.16]: 1/ Zentrale Synchronisiereinrichtung für das gesamte Getriebe, 2/ Drehzahlanpassung durch den Verbrennungsmotor. 1/ Zentralsynchronisierung

Bei der Zentralsynchronisierung, Abb. 9.30, wird für sämtliche Hoch- und Rückschaltungen jeweils nur eine Synchronisiereinheit verwendet. Die Energiezufuhr und -abfuhr erfolgt von außen. Die elektrische Getriebesteuerung ermittelt die Relativdrehzahl der formschlüssig zu verbindenden Teile, steuert die Synchronisiereinheit, welche den Gleichlauf herbeiführt, stellt den Gleichlauf fest und leitet die Schaltung ein. Eine Bremse verzögert beim Hochschalten und ein Hochtreiber beschleunigt beim Rückschalten die zu synchronisierenden Massen. Das Prinzip der Zentralsynchronisierung wurde im Jahre 1972 entwickelt und im für schwere Nkw gedachten Spicer-Getriebe SST-10 SA vorgestellt.

Abb. 9.30. Prinzip der Zentralsynchronisierung

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

345

2/ Drehzahlanpassung durch den Verbrennungsmotor

Bei einer aktiven Drehzahlanpassung mittels Verbrennungsmotor wird die Anfahrkupplung nicht geöffnet. Durch kurzes automatisches Gasgeben beziehungsweise Gaswegnehmen wird die Drehzahldifferenz ausgeglichen. Ein Prozessrechner steuert die Motordrehzahl und ermittelt den Zeitpunkt des Gleichlaufs. Getriebesynchronisierungen dieses Typs haben den Nachteil, dass die Synchronisierzeit vom Motor abhängt und daher in einigen Fahrsituationen zu lang sein kann. Die 1954 vorgestellte und in den darauffolgenden Jahren weiterentwickelte Symo-Schaltung von Faun und Siemens arbeitete nach diesem Funktionsprinzip. Durch den Fortschritt bei der Elektronik und Motortechnik sowie den Einsatz einer Getriebebremse ist diese Art der Synchronisierung seit 1998 im automatisierten Nkw-Getriebe ZF AS-Tronic in Serie. Die Drehzahlanpassung für den Gangwechsel beim Rückschalten erfolgt durch den Verbrennungsmotor, beim Hochschalten durch eine Getriebebremse. Eine detaillierte Erläuterung der Funktionsweise des Getriebes und des Gangwechsels findet sich in Abschn. 12.2.2. 9.2.7 Detailfragen

Der Fertigungstechnologie von Synchronpaketen fällt besonders im Hinblick auf die Kosten eine entscheidende Bedeutung zu [9.10]. 1/ Absichern des Formschlusses

Um Gangsprünge zu vermeiden, sind die Klauen von Schaltmuffe und Kupplungskörper 4° bis 6° hinterschnitten, s. Abb. 9.23. 2/ Prüf- und Messtechnik

Nach der rechnerischen Auslegung der Synchronisierung müssen die Werte im Versuch verifiziert und optimiert werden. Belastungskollektive werden in aufwendigen und teuren Fahrzeugmessungen aufgestellt. Sie liefern praxisgerechte Daten von Schaltkraft, Schaltzeit, Öltemperatur und Schalthäufigkeit. Diese Daten fließen in die Simulation und in die Prüfstandserprobung ein. Im Prüfstandsversuch können bei Variation einzelner Parameter Aussagen zum Reibwert, zur Schaltkraft, zum Reibmoment, zur Reibleistung, zur Drehzahl und zum Verschleißzustand gemacht werden. 3/ Missbrauchstest

Das Sicherheitspotential von Synchronisierungen gegen Überlastung wird in Hochleistungs-Synchronisiertests untersucht. Dazu wird mit hohen Schaltkräften F und kleinen Rutschzeiten tR unter ungünstigen Randbedingungen (z.B. niedere Getriebeöltemperatur) geschaltet. In der Praxis ist der Schaltkraftverlauf fahrerabhängig und daher völlig willkürlich.

346

9 Schalteinrichtungen

Wie bei allen Bauelementen, bei Synchronisierungen gilt das aber in besonderem Maße, legen die Art und Anzahl von Fehlbedienungen die Lebensdauer und die weiteren Gebrauchseigenschaften wesentlich fest. Aus den USA ist der General Motors-„Abuse-Test“ bekannt. Bei diesem Missbrauchstest wird davon ausgegangen, dass der Fahrer den Synchronring ohne Betätigung der Anfahr- und Trennkupplung an den Reibkonus des Kupplungskörpers drückt bzw. dass er die Anfahr-/Trennkupplung nicht vollständig geöffnet hat. Dadurch wirkt zusätzlich das in Gl. (9.4) aufgeführte Lastmoment TL. In der Praxis entspricht das dem „sportlichen“ Fahrer, der den Gang ohne Kupplung durchreißt. Dieser Test wird mit hoher Schaltkraft (F > 2000 N bei Pkw) und mit hohen Differenzdrehzahlen durchgeführt.

9.3 Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen Schaltkupplungen sind für die Funktion von Lastschaltgetrieben von zentraler Bedeutung. Der zu schaltende Gang wird reibschlüssig und ohne Zugkraftunterbrechung in den Leistungsfluss gebracht. Nach dem hierbei empfundenen Fahrund Schaltkomfort wertet der Fahrer die Güte des Gangwechsels und damit die Qualität des Getriebes. Anfahr- und Schaltqualität sind die am häufigsten genannten Beanstandungspunkte bei nicht handgeschalteten Getrieben. Unter den Begriff „Schaltkupplung“ fallen auch Bremsen. Der Unterschied zwischen einer Kupplung und einer Bremse lässt sich wie folgt beschreiben: • Kupplungen drehen sich im geschlossenen Zustand, • Bremsen stehen im geschlossenen Zustand still und stützen sich im Gehäuse ab.

Bei Automatgetrieben in Planetenbauweise dienen Bremsen dazu, Teile der Planetengetriebe bei Bedarf im Gehäuse abzustützen. Lamellenbremsen und Bandbremsen sind gängige Bauarten. Bei einer Bandbremse umschlingt ein Metallband eine Bremstrommel. Der wesentliche Vorteil der Bandbremse ist: • geringer radialer Bauraumbedarf.

Dem stehen als Einschränkungen gegenüber: • • • •

unharmonischer, schlecht reproduzierbarer Momentenaufbau, ungleichmäßiger Traganteil mit Verschleiß an den Bandenden, Radialkräfte und hohe Empfindlichkeit gegen Einstelltoleranzen.

Abbildung 9.31 zeigt eine Einheit aus Lamellenkupplung und Bandbremse als Ausschnitt des 5-Gang-Automatgetriebes Mercedes-Benz W5A 030 (Abb. 12.22). In modernen Getriebekonstruktionen sind Bandbremsen weitestgehend durch Lamellenbremsen ersetzt. Nachfolgend wird nicht weiter auf Bandbremsen eingegangen, sondern die Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen und -bremsen vertieft.

9.3 Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen

347

Abb. 9.31. Einheit aus Lamellenkupplung und Bandbremse. 1 Rechteckring (rotierend); 2 Nutring; 3 O-Ring (statisch); 4 Außenlamellenträger und Bremstrommel; 5 Gehäuse; 6 Welle; 7 Kolben; 8 Druckölzuführung; 9 Bremsband; 10 Stahllamelle; 11 Endlamelle; 12 Sprengring; 13 Belaglamelle; 14 Innenlamellenträger; 15 Kolben-Rückstellfeder

Nasse, das heißt von Öl durchströmte, Lamellenkupplungen und -bremsen sind in vielen Getrieben im Einsatz. Neben den klassischen Anwendungen als Schaltkupplung in Automatgetrieben für Pkw und Nkw, werden sie beispielsweise auch in Wendegetrieben für Boote und Baumaschinen, in zuschaltbaren Nebenabtrieben und Achsen sowie in Differentialsperren eingesetzt. Als Anfahrkupplung sind sie in Stufenlos- und Doppelkupplungsgetrieben zu finden sowie zur Drehmomentbegrenzung („Torque Fuse“) in Nebenabtrieben. Unter Lamellenkupplung wird in diesem Abschnitt eine am Schaltvorgang beteiligte, von Öl durchströmte und durch Drucköl aktivierte Kupplung verstanden. Eine Lamellenbremse ist eine Sonderform der Lamellenkupplung.

Abb. 9.32. Tribologisches System einer Lamellenkupplung: Belaglamelle (dargestellt innenverzahnt), Ölfilm und Gegenlauffläche (Stahllamelle, dargestellt außenverzahnt)

348

9 Schalteinrichtungen

Auf den nachfolgenden Seiten werden zunächst die Anforderungen an Lamellenkupplungen formuliert, dann die Grundlagen zum Ablauf von Schaltungen beschrieben, um darauf basierend, die Grundzüge der Auslegung darzustellen. Ein weiteres Teilkapitel beschäftigt sich mit dem tribologischen System aus Belaglamelle, Ölfilm und der Stahllamelle als Gegenlauffläche, Abb. 9.32. Da das Drehmoment durch Reibung übertragen wird, besitzt der Reibwert µ zwischen den Reibflächen einen großen Einfluss auf das Systemverhalten. Für den Einsatz in Stufen-Automatgetrieben wurden spezielle Öle, die ATF-Öle (Automatic Transmission Fluid), entwickelt. Mit der Art des gewählten Reibbelags und des eingesetzten Öls kann das Reibungsverhalten und damit die Übertragung des Drehmoments entscheidend beeinflusst werden. Der Abschnitt „Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen“ wird durch Konstruktionshinweise und Informationen zu Detailfragen beschlossen. 9.3.1 Anforderungen an Lamellenkupplungen

Die Anforderungen an Lamellenkupplungen hängen stark von der Art der hauptsächlichen Betriebsart ab. Nach der Betriebsart wird unterschieden zwischen: • Lastschaltung, z.B. Schaltkupplungen in Automatgetriebe; charakteristisch: kurze Rutschzeiten, Speicherung der Energie und • Dauerschlupf, z.B. Anfahrkupplungen oder geregelte Wandlerkupplung; charakteristisch: lange Rutschzeiten, thermisches Gleichgewicht

An Lamellenkupplungen, insbesondere an die Reibbeläge, werden folgende Anforderungen gestellt: • • • • • • • • • •

gutes Schaltverhalten (guter dynamischer Reibwertverlauf), hohe Drehmomentübertragungsfähigkeit (hoher statischer Reibwert), hohe Lebensdauer, d.h. geringer Verschleiß, hohe mechanische Festigkeit, hohe thermische Belastbarkeit, gutes Geräuschverhalten, d.h. keine Reibschwingungen (Stick-Slip), gute Regelbarkeit (Reibwertverlauf dµ/dv > 0), gute über der Lebensdauer von Öl und Belag konstante Reibeigenschaften und Unempfindlichkeit gegen metallischen Abrieb/Teilchen im Öl, Geringe Leerlaufverluste.

9.3.2 Ablauf der Schaltung

Der vom Fahrer empfundene Fahr- und Schaltkomfort steht in direkter Korrelation zum Verlauf des Getriebeabtriebmoments und damit zur Fahrzeugbeschleunigung während der Schaltung. Die Qualität des Gangwechsels wird mit ATZ-Noten belegt, Tabelle 9.10. In modernen Lastschaltgetrieben sind Bewertungen schlechter 7 nur in Ausnahmesituationen (z.B. Kaltstart) akzeptabel.

9.3 Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen

349

Tabelle 9.10. Bewertungstabelle für Schaltkomfort (Schaltqualität) nach ATZ

Note Attributbeurteilung (Schaltvorgang) Kundenzufriedenheit

1

2

extrem starker starker Stoß Stoß

3

4

5

Stoß

sehr deutlich

deutlich

sehr unzufrieden

etwas unzufrieden

6

7

8

9

10

gut spürbar leicht kaum nicht spürbar spürbar wahr- wahrnehm- nehmbar bar ziemlich zufrieden

sehr zu- außerordentlich frieden zufrieden

Dabei ist die Bewertung, was eine gute Schaltung ist, subjektiv und durchaus abhängig vom angestrebten Image des Fahrzeugs. Hier reicht die Zieldefinition von knackig, d.h. Schaltungen müssen deutlich spürbar sein, bis hin zu komfortbetont, d.h. nicht wahrnehmbar. Kriterien zur Beurteilung des Schaltvorgangs sind: • Schaltkomfort (Stoß, Geräusch, Häufigkeit), • Spontaneität (Totzeit, Schaltdauer, Beschleunigung) und • saubere Abstimmung (v.a. Kupplungsbelastung), s. auch Abschn. 13.4 „Getriebeabstimmung“.

Nachfolgend werden die beiden Betriebsarten Lastschaltung und Dauerschlupf näher erläutert. 1/ Betriebsart Lastschaltung

Beim Gangwechsel eines Lastschaltgetriebes sind 5 Schaltungsarten zu unterscheiden: • • • • •

Hochschaltung unter Antriebsmoment: Hochschaltung unter Bremsmoment: Rückschaltung unter Antriebsmoment: Rückschaltung unter Bremsmoment: Rückschaltung im Leerlauf:

Zughochschaltung, Schubhochschaltung, Zugrückschaltung, Schubrückschaltung, Ausrollschaltung.

Bei Lastschaltungen muss das zuschaltende Element genau im Synchronpunkt das Drehmoment übernehmen und das abschaltende Element öffnen. Die Übergabe des Drehmoments von einem auf das andere Schaltelement kann auf zwei Arten realisiert werden: • Freilaufschaltung Freiläufe sind im Hinblick auf die zeitrichtige Übergabe des Drehmoments (Synchronpunkt) absolut unschlagbar. Die zuschaltende Kupplung übernimmt das Moment und überrollt den Freilauf. Der Freilauf wird von der höheren Drehzahl aus der Sperrung genommen und dreht dann frei. Freiläufe haben allerdings andere Nachteile. Siehe Abschn. 9.1. • Überschneidungsschaltung Zu- und abschaltendes Element sind Kupplungen. Das ermöglicht größere Freiheiten bei der Wahl der Fahrstrategie, Wirkungsgradoptimierung und

350

9 Schalteinrichtungen

Fahrkomfort. Gerade bei niederen Momenten und Drehzahlen erfordern aber die Einflüsse aus den Toleranzen der beteiligten Baugruppen aufwändigere Steuerungs- und Regelverfahren. Bei der Überschneidungsschaltung wird weiter unterschieden in: • Positive Überschneidung, für Überhöhungsschaltungen: Zu- und abschaltende Kupplung sind für eine kurze Überschneidungszeit beide mit einem Druck aktiviert, der aber noch kein Blockieren des Getriebes bewirkt. Das Rutschen der Kupplungen in der Überschneidungsphase führt kurzzeitig zu einer etwas höheren Verlustleistung. Die Zugkraft bleibt weitgehend erhalten. Die Überschneidungszeit wird so kurz wie möglich gehalten. • Negative Überschneidung, für Freigabeschaltungen: Es gibt eine kurze Überschneidungszeit, in der zu- und abschaltende Kupplung so schwach aktiviert sind, dass sie den Motor freigeben und dieser hochdrehen kann. Das ist so zu gestalten, dass die Synchrondrehzahl getroffen wird.

Abb. 9.33. Positive Überschneidung (Überhöhungsschaltung): Zughochschaltung vom 2. in den 3. Gang bei konstanter Gaspedalstellung am Beispiel eines 6-Gang-PkwAutomatgetriebes

9.3 Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen

351

Bezüglich des Schaltvorgangs wird zwischen Überhöhungsschaltung und Freigabeschaltung unterschieden. Bei der Überhöhungsschaltung wird der Motor vom Getriebe, d.h. von der zuschaltenden Kupplung, auf ein höheres Drehzahlniveau gezogen (Schubrückschaltung) oder auf ein geringeres Drehzahlniveau gedrückt (Zughochschaltung). Abbildung 9.33 zeigt eine Zughochschaltung vom 2. in den 3. Gang. Siehe auch Abb. 13.14 „Abstimmung“. Mit der Schnellfüllung der Kupplung wird das Lüftspiel des Lamellenpakets überwunden. Nach einer Füllausgleichsphase, in der eventuelle Fülltoleranzen ausgeglichen werden, wird der Schaltdruck erhöht, abhängig vom Moment. Die Kupplung rutscht so lange, bis der Synchronpunkt des neuen Ganges erreicht ist. Danach wird über eine Schließrampe auf Systemdruck außerhalb der Schaltung gefahren. Bei der Freigabeschaltung wird der Motor während der Schaltung freigegeben und dreht selbst hoch auf das höhere Drehzahlniveau (Zugrückschaltung) oder sackt selbst auf das geringere Drehzahlniveau ab (Schubhochschaltung). Durch einen aktiven Motoreingriff kann der Ablauf der Überschneidungsschaltungen weiter verbessert werden. • Negativer Motoreingriff: vom Getriebe angefordertes aktives Absenken des Motormoments zur Unterstützung bei positiver Überschneidung, s. Abb. 9.33. • Positiver Motoreingriff: vom Getriebe angefordertes aktives Anheben des Motormoments zur Unterstützung bei negativer Überschneidung. Diese Maßnahme erfordert Absicherungsmaßnahmen, damit im Fehlerfall eine ungewollte Fahrzeugbeschleunigung sicher ausgeschlossen ist.

Eine Schaltungsart, der besondere Aufmerksamkeit zu schenken ist, sind Ausrollschaltungen. Dies sind Rückschaltungen bei niedrigen Fahrzeuggeschwindigkeiten, die ablaufen, wenn das Fahrzeug durch Bremsen oder Ausrollen zum Stillstand gebracht wird. Die zum Hochziehen der Motordrehzahl bei der Rückschaltung erforderliche kinetische Energie wird dem Fahrzeug entzogen. Dies kann als unangenehme Fahrzeugverzögerung empfunden werden. (Anmerkung: Ausrollschaltungen sind als Freilaufschaltungen einfacher zu beherrschen.) 2/ Betriebsart Dauerschlupf (schlupfgeregelte Kupplung)

Anforderungen für schlupfgeregelte Kupplungen sind: • Gutes Regelverhalten, • Keine Reibschwingungen (Stick-Slip), „Shudder“, − Green Shudder: Bei der ersten Dauerschlupfbelastung neigt das noch nicht eingelaufene Reibsystem (Belag, Stahl, Öl) zu Momentenschwingungen, die infolge des Reibverhaltens der schlupfenden Kupplung entstehen können. • Gute Dauerschlupfeigenschaften über der gesamten Lebensdauer.

Siehe auch Abschn. 9.3.4 „Tribologisches System von Lamellenkupplungen“

352

9 Schalteinrichtungen

Abb. 9.34. Einflussgrößen auf die mechanische und thermische Belastung von Lamellenkupplungen (Quelle: ZF)

9.3.3 Auslegung von Lamellenkupplungen

Lamellenkupplungen werden auf Funktion, d.h. auf Drehmomentübertragung und Schaltkomfort sowie auf Lebensdauer ausgelegt. Abbildung 9.34 zeigt Einflussgrößen auf die mechanische und thermische Belastung und damit auf die Schädigung von Lamellenkupplungen. Neben den Schaltungsparametern wie Schaltarbeit, Reibleistung, Gleitgeschwindigkeit, Belagpressung, Kühlung/Ölfluss und Schaltabstand spielen auch geometrisch/konstruktive Parameter wie Geometrie der Lamellen, Belagqualität, Nutung, Wellung, Dicke der Stahllamellen, Ebenheit der Lamellen sowie Elastizität von Kolben und Endlamelle eine Rolle. Tabelle 9.11. Lamellenschäden (Quelle: ZF) Spontane Schädigung

• Lokale Überbeanspruchung − Fresser − Hot-Spots − Belagabplatzer − Lamellentaumeln • Globale Überbeanspruchung − Verformungen − Verschweißungen − Verbrennungen

Kumulative Schädigung

• Verschleiß der Reibparameter • Ermüdung des Reibmaterials • Ölalterung − thermisch − mechanisch • Chemische Reaktionen − An- oder Ablösung Papierbeläge − Sulfidbildung (bei Sinterbronze)

9.3 Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen

353

Die Mitnahmeverzahnungen der Innen- und Außenlamellen sind mechanisch durch Pressung und durch Schwingung beansprucht. Bei mechanisch ausreichend dimensionierten Lamellenkupplungen legt die thermische Beanspruchung die Leistungsgrenzen fest. Für die thermische Belastung sind lediglich die Überhöhungsschaltungen relevant. 1/ Leistungsgrenzen von Lamellenkupplungen

Bei Lamellenschäden wird zwischen spontaner und kumulativer Schädigung unterschieden, Tabelle 9.11. Folgende Schäden zeigen sich an den Belägen der Belaglamellen: • Wärmeverfärbungen, Verkohlungen: thermische Überbeanspruchung, z.B. durch Mangelschmierung, • Wärmerisse: hohe thermische und mechanische Beanspruchung, i.d.R. gepaart mit Wärmverfärbung Stahllamelle, • Pittings, Ausbrüche bis hin zu großflächigen Abplatzungen, Abb. 9.35a: Belagermüdung als Folge hoher mechanischer Beanspruchung, • Glättung, Verglasung, Abb. 9.35b: Einlagerung von Ölkohlerückständen als Folge hoher thermischer Beanspruchung des Öls, • Belagabspaltung, Abb. 9.35c: durch mangelnde Belagfestigkeit wegen Harzverarmung (Fertigungsfehler), • Belagablösung: Schlechte Klebung oder chemischer Angriff z.B. durch Unterrostung, • Belagverschleiß: durch ungeeignete Gegenlauffläche, abrasive Fremdkörper, geringes Lüftspiel, • Reibmartensit bei Sinterbelägen, Abb. 9.35d: durch zu hohe Oberflächentemperaturen.

Folgende Schäden zeigen sich bei Stahllamellen: • großflächige Wärmeverfärbungen, Abb. 9.36a: hohe Schaltarbeit, lange Rutschzeiten oder zu geringes Lüftspiel führen zu thermischer Überbeanspruchung durch zu hohe Reibflächentemperatur, • Wärmeflecken (Hot-Spots), Abb. 9.36b: hohe Reibleistung bei kurzer Rutschzeit, häufig gepaart mit ungünstigen Pressungsverhältnissen führt zu lokaler thermischer Überbeanspruchung. Die HotSpots sind dann zufällig verteilt. Aus der Lage der Hot-Spots kann auf deren Ursache geschlossen werden. Eine regelmäßige Verteilung deutet auf gewellte Lamellen, unplane Kolben oder Eigenschwingungen der Lamellen hin. Liegen die Hot-Spots am Außendurchmesser, deutet dies auf Lamellentaumeln. • Riefen, Verschleiß, Abb. 9.36c: durch Mangelschmierung oder abrasive Fremdkörper, • Mattierungen: durch Additivablagerungen,

354

9 Schalteinrichtungen

Abb. 9.35. Schadensbilder an Belaglamellen. a Pittings und Ausbrüche; b Glättung und Verglasung; c Belagabspaltung; d Reibmartensit auf Sinterbelägen [9.30]

Abb. 9.36. Schadensbilder an Stahllamellen. a großflächige Wärmeverfärbung; b Hot-Spots; c Riefen, Verschleiß; d Sinterübertrag [9.30]

9.3 Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen

355

• Sinterübertragung bei Sinterbelägen, Abb. 9.36d: thermische Überbeanspruchung durch Mangelschmierung, zu geringes Lüftspiel oder falsche Auslegung, • Korrosion: durch Wasser im Öl. 2/ Auslegungsgrundsätze für Lamellenkupplungen

Das statische Kupplungsmoment wird über die Lamellenverzahnungen in den Innen- und Außenlamellenträgern abgestützt bzw. übertragen. Die Pressung an den Mitnahmeflanken (1) der Verzahnung muss überprüft werden. (Anmerkung: Die in Klammer stehende Zahl, z.B. (1) bezieht sich auf den in Abb. 9.37 dargestellten Berechnungsalgorithmus.) Bei der Auslegung von Lamellenkupplungen ist zu gewährleisten, dass die Momente reibschlüssig übertragen werden, d.h. die statische Übertragungsfähigkeit (2) ist sicherzustellen. Der hydraulische Druck im Kolbenraum wird über die Rutschzeit moduliert, wie in Abb. 9.33 dargestellt. Außerhalb der Schaltung stellt er die statische Übertragungsfähigkeit der Kupplung sicher. Bei der Berechnung des erforderlichen Kupplungsdrucks sind die gegen das Schließen wirkenden Kräfte zu berücksichtigen. Diese resultieren aus der: • Reibkraft der Kolbenabdichtung, aus Verpressung sowie Oberflächengüte. • Federlamelle, häufig zwischen Kolben und erster Stahllamelle zur Verbesserung des Anlegeverhaltens der Kupplung (s. Abb. 9.43, Teil 5). • Kraft der Kolbenrückstellfeder, als Tellerfeder oder Spiralfederpaket ausgestaltet. • Verschiebekraft der Lamellen, Reibwert zwischen Lamellen und Lamellenträger.

Bei der Auslegungsrechnung der Kolbenrückstellfeder sind diese äußeren Kräfte in der entsprechenden Wirkrichtung anzusetzen sowie gegebenenfalls der Rotationsdruck des Öls im Kolbenraum. Siehe dazu das Thema Rotationsdruckausgleich in Abschn. 9.3.5. Bezüglich Auslegung auf thermische Belastung spielen Wärmeflecken, so genannte Hot-Spots, eine wesentliche Rolle. Sie zeigen sich auf den Stahllamellen. Die Hot-Spot-Neigung (3) verschiedener Beläge hängt stark von der Gleitgeschwindigkeit und der Flächenpressung ab. Moderne organische Beläge sind unempfindlicher gegen Hot-Spots, da sie elastisch sind und ein höheres Porenvolumen haben und so besser Unebenheiten der Stahlgegenfläche ausgleichen können. Eine weitere Einflussgröße auf das Hot-Spot-Verhalten ist die Dicke des Reibbelags. Dickere Beläge haben eine höhere Elastizität und erzeugen eine homogenere Pressungsverteilung. Dadurch wird auch der Wärmeeintrag in die Stahllamellen homogener [9.13, 9.22].

356

9 Schalteinrichtungen

Abb. 9.37. Berechnungsalgorithmus zur Auslegung von Lamellenkupplungen

Die Lamellen werden beim Zuschalten durch Reibung thermisch und im geschlossenen Zustand durch Reibflächenpressung (4) mechanisch belastet. Anhaltswerte für Belastungsgrenzen bei einer einmaligen Schaltung gibt Tabelle 9.12. Bei der Auslegung sind Auslegungskollektive heranzuziehen. Für Aussagen bezüglich der thermischen Lebensdauer von Lamellenkupplungen ist die Reibflächentemperatur (5) ausschlaggebend. Die Art und Weise, wie diese erreicht wird, ist jedoch untergeordnet. Bei Schaltkupplungen ist die Wärmeabfuhr während des Schaltvorgangs (kurze Rutschzeiten) zu vernachlässigen. Die Wärme geht in die Stahllamellen. Die Wärmeaufnahme von doppelseitig beklebten Belaglamellen ist bei organischen Reibbelägen dabei vernachlässigbar. Bei Kupplungen für Dauerschlupfbetrieb (Anfahr- und Modulierkupplungen) ist hingegen die Wärmeableitung durch das Öl sicherzustellen (thermisches Gleichgewicht). Es gelten im Wesentlichen die aus Abschn. 9.2 „Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen“ und Kap. 10 „Anfahrelemente“ her bekannten Formeln und Zusammenhänge für Reibleistung P und Reibarbeit W je Schaltung. Siehe hierzu die Gleichungen 9.7 und 9.8.

9.3 Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen

357

Tabelle 9.12. Anhaltswerte für Belastungsgrenzen während einer Schaltung Grenzwerte

Mittlere Temperaturerhöhung

∆T ∆Tmax

Spezifische Schaltarbeit

WA =

W AR

WA,max 2

Reibflächenpressung

p R,i =

Fn AR,i

pR,max

[°C]

[J/mm ]

[N/mm2]

Papier / Stahl

80

1

5

Sinter / Stahl

120

2

10

9.3.4 Tribologisches System von Lamellenkupplungen

Abbildung 9.34 zeigt das tribologische System von Lamellenkupplungen bestehend aus Belaglamelle, Ölfilm und der Stahllamelle als Gegenlauffläche. Eine wichtige Rolle spielt die auf der Stahllamelle ausgebildete Reaktionsschicht (chem. Schutzfilm, s. Abschn. „11.2.2 Grundlagen der Schmierung von Zahnradgetrieben“). Der Reibwert ist die bestimmende Größe für Lamellenkupplungen [9.9, 9.19]. Wesentliche Faktoren für das Reibverhalten sind: • Belagart: Papier, Streusinter, Carbon, s. Tabelle 9.13, • Bei organischem Belag (Papier), − Aufbau des Belags (Fasern, Füllstoffe, Harz, usw.), − Verpressung, Dichte des Belags, • Nutung, • Belagoberfläche, • Oberfläche der Stahllamelle, • Ölart und Öladditivierung sowie Ölzustand (Neu- oder Altöl), • Schaltungsparameter, wie Gleitgeschwindigkeit, Reibflächentemperatur usw., s. auch Abb. 9.34.

Das Öl muss die bei der Schaltung entstandene Wärme abführen. Dazu sind die Schaltelemente mit ausreichend Öl zu versorgen. Zur Größe des Schmierölstroms, s. Abschn. 9.3.5. Das Öl ist andererseits auch ein entscheidender Partner im Tribosystem. Die dem Grundöl beigemischten Additive bestimmen wesentliche Eigenschaften, Abb. 9.38. Die als „Roostertail“ bekannte Drehmomentspitze am Ende des Schaltvorgangs ist unerwünscht, da sie Reibschwingungen initiiert [9.14, 9.18]. Reibschwingungen sind ein erhebliches Komfortproblem. Sie entstehen, wenn sich mit abnehmender Gleitgeschwindigkeit v, d.h. mit abnehmender Differenzdrehzahl ∆n, der Reibwert µ erhöht. Sie äußern sich bei nasslaufenden Anfahrund Wandlerkupplungen als Shudder, Abb. 9.39 und bei Schaltkupplungen durch Geräusche, Abb. 9.38.

358

9 Schalteinrichtungen

Abb. 9.38. Betriebsart Lastschaltung: Tribologisches System, Auswirkung auf den Reibwertverlauf

Das Regelverhalten einer schlupfgeregelten Kupplung und damit die Neigung zu Reibschwingungen wird vom Verlauf des Reibwerts über der Gleitgeschwindigkeit bestimmt. Ein über der Gleitgeschwindigkeit fallender Reibwert ist schlecht für die Regelung, Abb. 9.39. Auf eine Erhöhung des Drucks im Kolbenraum zur Reduzierung der Gleitgeschwindigkeit (Differenzdrehzahl), reagiert das System hier aufgrund des steigenden Reibwerts selbstverstärkend und neigt damit zu Schwingungen und zum Zuschnappen. Ein über der Gleitgeschwindigkeit steigender Reibwertverlauf wirkt auf das System dämpfend. Einflussfaktoren für Reibschwingungen sind: • Reibmaterial, − Beschaffenheit, − Oberfläche, − Elastizität und Porosität, − Ölabsorptionsvermögen, • Tribologie, − Oberflächenreaktionsschicht, − Kontaktwinkel der Reibflächen, • Ölbeschaffenheit, • Betriebsbedingungen, − Temperatur, − Druck, − Differenzgeschwindigkeit, • Steifigkeit der Antriebsstrangkomponenten.

9.3 Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen

359

Abb. 9.39. Betriebsart Dauerschlupf: Regelverhalten schlupfgeregelter Kupplungen

In Abb. 9.40 sind verschiedene Reibwertdefinitionen in Abhängigkeit der Differenzdrehzahl gegeben. Die Ermittlung der Kenngrößen erfolgt auf Lamellenprüfständen. Der quasistatische Reibwert µ qs ist definiert als der Reibwert, der 0,5 s nach Schaltungsende bei einer Differenzdrehzahl von 10 1/min ermittelt wird (heiße Kupplung). Tabelle 9.13 nennt gängige Reibbeläge sowie deren Bestandteile, Eigenschaften und Einsatzgebiete. Die thermische Zerstörung von Papierbelägen beginnt bei einer Dauertemperatur von ca. 200 °C. Streusinterbeläge werden bei hohen thermischen Beanspruchungen verwendet, da neben der ohnehin höheren thermischen Belastbarkeit die Belaglamellen gegenüber den isolierenden Papierlamellen noch zusätzlich Wärme aufnehmen.

Abb. 9.40. Reibwertdefinitionen nach ZF

360

9 Schalteinrichtungen

Tabelle 9.13. Gängige Reibbeläge, Bestandteile, Eigenschaften, Aufbau und Einsatzgebiet Organisch („Papier“)

Streusinter

Carbon

Bestandteile

Fasern, Füllstoffe, Phenolharz, 0,4 bis 1,2 mm Dicke

Kupfer, Zinn, Eisen, Grafit und verschiedene Beigaben

Carbongewebe in Harz getränkt, 100 % Carbon

Eigenschaften

Elastisch, gutes Reibund Geräuschverhalten hohe thermische Beständigkeit

Unelastisch, geringer Schaltkomfort, geräuschempfindlich, hohe mech. und therm. Belastbarkeit

Vollcarbon, sehr teuer, thermisch hoch belastbar, Verwendung im Rennsport, keine Nuten erforderlich

Aufbau

Mit Trägerblech verklebt

Auf Trägerblech gesintert

Mit Trägerblech verklebt

z.B. Baumaschinen

z.B. Rennsport

Einsatzgebiet z.B. PkwAutomatgetriebe

9.3.5 Konstruktive Ausführungen

Nachfolgend werden konstruktive Details von Lamellenkupplungen vorgestellt. Abbildung 9.41 zeigt ausgeführte Konstruktionen von Lamellenkupplungen und -bremsen am Beispiel des konventionellen Automatgetriebes ZF 6 HP 26 (Abb. 6.34 und Abb. 12.25).

Abb. 9.41. Kupplungen B und E sowie Bremse C des Getriebes ZF 6 HP 26. Räderschema nach Abb. 9.33. 1 Druck Kupplung B; 2 Rotationsdruckausgleich B; 3 Kolben B; 4 Rückstelltellerfeder B; 5 Federlamelle C; 6 Endlamelle B; 7 Sprengring B; 8 Außenlamellenträger E; 9 Innenlamellenträger E; 10 Kolben E; 11 Rotationsdruckausgleich E; 12 Druck Kupplung E

9.3 Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen

361

1/ Nutung

Die Reibbeläge der Belaglamellen werden generell mit Nuten versehen (Ausnahme Vollcarbongewebe). Abbildung 9.42 zeigt gängige Nutbilder. Die Nutung hat folgende Aufgaben: • • • •

Kühlung der Lamellen durch Ölstrom auch bei geschlossenem Schaltelement, Zerschneiden des Ölfilms und dadurch den Reibwert stabilisieren, Schaffung des gewünschten Reibverhaltens bei der Schaltung und Verbesserung des Leerlaufverhaltens, Reduzierung des Schleppmoments.

Bei der Nutgeometrie gibt es eine große Vielfalt. Je nach Anwendungsfall werden unterschiedliche Nutformen und Nutgeometrien eingesetzt (siehe Abb. 9.42). Das Nutbild wird in der Regel empirisch ermittelt und durch Erprobung auf den spezifischen Einsatzfall hin optimiert.

Abb. 9.42. Gängige Nutung von Reibbelägen (Quelle: ZF)

362

9 Schalteinrichtungen

Bei Papierbelägen wird die Nutung durch Prägen eingebracht. In diesem Fall ist die Nuttiefe max. 40 % der Belagdicke. Alternativ dazu besteht die Möglichkeit zu Stanzen, falls segmentierte Beläge zum Einsatz kommen. Segmentierte Papierbeläge sind eine Möglichkeit, kostengünstig Belaglamellen herzustellen. Falls das Nutbild Schlossbereiche („Puzzleverknüpfungen“) erforderlich macht, um die einzelnen Segmente zu verbinden, so ist auf deren ausreichende mechanische Widerstandsfähigkeit zu achten. Als Trägermaterial für die Belaglamellen werden Bleche, C-Stähle und mikrolegierte Stähle verwendet, die abhängig von den Randbedingungen gehärtet, vergütet oder nitriert sind. 2/ Oberflächengüte der Gegenreibfläche (Stahllamelle)

Eine große Rolle auf den Reibwertverlauf und damit das Schalt- und Geräuschverhalten spielt die Oberflächengüte der Gegenreibfläche (Stahllamelle). 3/ Mitnahmeverzahnung

Bei Pkw-Anwendungen wird die Mitnahmeverzahnung in der Regel als Trapezverzahnung ausgeführt. Bei höheren Anforderungen bzgl. Widerstandsfähigkeit gegen Flankenverschleiß wird auch Evolventenverzahnung eingesetzt, die sich besser an die Gegenverzahnung anschmiegt. Die Mitnahmeverzahnung wird auf zulässige Flächenpressung ausgelegt. Da es sich bei den Lamellen meist um Stanzteile handelt, trägt nicht die ganze Breite, sondern ist der Stanzeinzug zu berücksichtigen. Die meisten Schäden an Mitnahmeverzahnungen entstehen durch Schwingungen bei geöffneter Kupplung. Dabei treten Einschlagungen auf, die durch die Drehungleichförmigkeit des Verbrennungsmotors hervorgerufen werden. Die übliche Gegenmaßnahme ist die Steigerung der Härte durch eine entsprechende Wärmebehandlung. 4/ Gewellte Lamellen, Federlamelle

Gewellte Lamellen bewirken neben einer Reduzierung des Schleppmoments auch ein besseres Anlegeverhalten. Konstruktionshinweise zur Reduktion des Schleppmoments gibt Abschn. 9.3.6. Um gezielt das Anlegeverhalten des Kolbens zu beeinflussen, kann zusätzlich eine Federlamelle eingeführt werden, z.B. Abb. 9.41, Teil 5. 5/ Kühl-/Schmierölstrom

Die bei der Schaltung entstehende Wärme ist durch das Öl abzuführen. Dazu müssen die Schaltelemente mit ausreichend Kühl-/Schmierölstrom versorgt werden. Bei Gangkupplungen liegt der spezifische Kühl-/Schmierölstrom in der Größenordnung von 0,5 mm3/(mm2s), bei Anfahrkupplungen ca. 5,0 mm3/(mm2s) Öl. Das Öl muss gleichmäßig auf alle Lamellen aufgeteilt werden. Das Abschalten bzw.

9.3 Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen

363

Reduzieren des Kühl-/Schmierölstroms führt zu einer Verringerung des Schleppmoments, s. Abschn. 9.3.6. Eine offene Kupplung darf nie trocken laufen. Eine Minimalmenge von ca. 0,1 mm3/(mm2s) ist stets bereitzustellen. 6/ Schaltkolben

Über den Kolben wird die Schaltkraft auf das Lamellenpaket aufgebracht. Die Endlamelle bildet das Gegenlager. Verformungen des Schaltkolbens unter Einwirkung der Schaltkräfte sind zu vermeiden, um keine ungleichmäßige Pressungsverteilung im Kupplungspaket zu erhalten. In Pkw-Automatgetrieben werden die Schaltkolben häufig aus Blech, in Nkwund Sonderanwendungen massiver aus Aluminium gefertigt. Die abstützenden Sprengringe sind sorgfältig auszulegen, da sie neben der Axialkraft bei rotierenden Wellen auch von den Fliehkräften belastet werden. Ferner wirken Umfangskräfte, die aus der schließenden bzw. öffnenden Kupplung resultieren. In vielen Pkw-Anwendungen finden sich für die Kolbenrückstellung Tellerfedern, bei Nkw- und Sonderanwendungen sind auch Schraubenfederpakete im Einsatz. Tellerfedern haben als Vorteil eine über dem Weg nahezu gleich bleibende Kraft. Nachteilig sind hingegen die Hysterese und große Toleranzen. Schraubenfederpakete weisen hingegen so gut wie keine Hysterese auf, die erforderliche Kraft nimmt aber über dem Weg zu. Kolbenabdichtungen sind sorgfältig zu gestalten, s. auch Abschn. 11.5 „Abdichtung von Getrieben“. Anforderungen an die Abdichtung sind: • Niedriges Reibkraftniveau bei allen relevanten Temperaturen, keine ausgeprägte Losbrechkraft bei Tieftemperaturen, • Gleichmäßiger Kraftverlauf über dem Kolbenweg, • Geringer Verpressungseinfluss, unempfindlich gegen Fertigungstoleranzen, • Problemlose Montage.

Lamellenkupplungen haben Streuungen im Ansprechverhalten. Ursachen können sein: • • • • •

Toleranzen in der Kolbenrückstellfeder, Dichtringreibung, Verdrillen der Dichtelemente, Lauffläche der Dichtelemente, Verkippen des Kolbens, Luft im System inkl. Steuergerät, Streuung des Reibwertverlaufs von Belag- und Stahllamelle usw.

Während einige dieser Ursachen durch geeignete Konstruktions- und Produktionsmaßnahmen vermeidbar sind, wird Auswirkungen, die sich mit zunehmender Laufzeit einstellen, durch Adaptionen begegnet. 7/ Rotationsdruckausgleich

In rotierenden, mit Öl gefüllten Kolbenräumen entsteht aufgrund der Ölfliehkräfte ein Rotationsdruck, der auf den Kolben eine Axialkraft ausübt, Abb. 9.43.

364

9 Schalteinrichtungen

Abb. 9.43. Rotationsdruck in rotierenden Öl-gefüllten Kolbenräumen

Ab einer gewissen Drehzahl wird die auf den Kolben wirkende Rotationskraft größer als die Rückstellkraft der Feder. Ohne Gegenmaßnahmen würde der Kolben dann das Lamellenpaket zusammenfahren. Konstruktive Maßnahmen zur Kompensation des Rotationsdrucks sind: • Stärkere Rückstellfeder: kaum Aufwand, aber Reduktion des wirksamen Schaltdrucks, • Kugelventil zur Kupplungsentleerung: geringer Aufwand, aber ungeeignet für geregelte Kupplungen und Überschneidungsschaltung, da Funktion von Drehzahl und Öltemperatur beeinflusst wird, • Federgesteuertes Kupplungsentleerungsventil: relativ hoher Aufwand, ungeeignet für geregelte Kupplungen und Überschneidungsschaltung, da Funktion von Drehzahl und Öltemperatur beeinflusst wird, • Schaltdruckgesteuertes Entleerungsventil: funktionssicher, aber sehr hoher Aufwand, zudem ungeeignet für geregelte Kupplungen und Überschneidungsschaltung, • Druckausgleichsraum, Abb. 9.41 (Rotationsdruckausgleich B 2 und E 11): benötigt viel Bauraum, funktioniert aber immer und ist auch für geregelte Kupplungen und Überschneidungsschaltung geeignet. 8/ Single-Sided-Plates

Im Gegensatz zu konventionellen Belaglamellen mit doppelseitigem Reibbelag (DSP = Double-Sided-Plates), Abb. 9.44, tragen bei Single-Sided-Plates (SSP) wechselnd Innen- und Außenlamellen einseitig nur einen Reibbelag, Abb. 9.45.

9.3 Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen

365

Abb. 9.44. Konventionelle Anordnung: Doppelseitig beklebte Belaglamellen (DSP = Double-Sided-Plates). 1 Innenlamelle, Belag doppelseitig; 2 Außenlamelle

Durch die Erhöhung des nutzbaren Stahlvolumens für die Wärmespeicherung kann bei gleichem Bauraum die Belastbarkeit der Kupplung erhöht werden. Allerdings sind SSP teurer als DSP, erhöhen die Gefahr von Montagefehlern und neigen bei hohen Umfangsgeschwindigkeiten wegen ihres geringeren Gewichts eher zum Taumeln.

Abb. 9.45. Einseitig beklebte Belaglamellen (SSP = Single-Sided-Plates). 1 Innenlamelle, Belag einseitig; 2 Außenlamelle, Belag einseitig

366

9 Schalteinrichtungen

9.3.6 Detailfragen

Nachfolgend werden einige Detailfragen bei Lamellenkupplungen behandelt. 1/ Schleppmoment/Schleppverlust, Konstruktionshinweise

Unter Schleppmoment wird das Verlustmoment an geöffneten, öldurchströmten oder im Öl eingetauchten geöffneten Schaltlamellen verstanden. Durch die Relativbewegung zwischen Innen- und Außenlamellen wird das dazwischen befindliche Öl geschert. Die Ölscherkräfte verursachen das Schleppmoment. Alternativ zum Begriff „Schleppmoment“ wird auch „Schleppverlust“ verwendet [9.15, 9.20–9.21]. Bei einem konventionellen Automatgetriebe tragen bei Betriebstemperatur die Schleppverluste ca. 20 % zu den Getriebeverlusten bei. Die Höhe und der Verlauf des Schleppmoments TS sind von vielen Faktoren abhängig. Wesentliche Einflussgrößen sowie daraus resultierende Konstruktionshinweise sind: • TS steigt überproportional mit zunehmendem Reibradius (Umfangsgeschwindigkeit) und proportional mit der Anzahl der Reibflächen: − besser kleine Durchmesser und mehr Reibflächen, • TS steigt überproportional mit kleinerem Lüftspiel: − Lüftspiel nicht kleiner als 0,1 mm/Reibfläche (besser 0,2 mm/Reibfläche), • TS steigt proportional mit steigender Viskosität des Öls: − Öl mit geringer Viskosität bevorzugen, − TS steigt proportional mit zunehmendem Ölstrom.

Weitere positiv, d.h. auf das Schleppmoment reduzierend wirkende Maßnahmen sind: • Gewellte Belaglamellen: − nicht bei Umfangsgeschwindigkeiten größer 60 m/s wegen Taumelrisiko, • Die schneller rotierenden Lamellen als Belaglamellen mit Nutung ausführen, • Bedarfsorientierte Kühlölzuführung, • Günstiges Räderschema: − geringe Anzahl geöffneter Kupplungen sowie geringe Relativdrehzahlen, • Für die Einsatzbedingungen optimiertes Nutbild.

Die bedarfsorientierte Kühlölzuführung, d.h. das Abschalten bzw. Reduzieren des Kühl-/Schmierölstroms, ist eine effektive Maßnahme zur Verringerung des Schleppmoments, aber relativ aufwendig und kostenintensiv. Abbildung 9.46 zeigt einen charakteristischen Schleppmomentverlauf über der Differenzdrehzahl. Im ansteigenden Ast bei niederen Drehzahlen gilt näherungsweise die Newton’sche Schubspannungsgleichung.

9.3 Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen

367

Abb. 9.46. Charakteristischer Schleppmomentverlauf gelüfteter Lamellenkupplungen

Die Schleppmomente sind gangabhängig und liegen im Drehzahlbereich kleiner 2000 1/min auf relativ hohem Niveau. Der Mittelwert über Drehzahl und Gänge liegt bei konventionellen Pkw-Automatgetrieben in der Größenordnung von etwa 4 Nm (bei 40 °C), dies entspricht ca. 1 kW Verlustleistung. Die Öltemperatur (Viskosität) hat einen starken Einfluss – bei 80 °C Öltemperatur beträgt das Schleppmoment weniger als die Hälfte dessen wie bei 40 °C. Ein Taumeln der Lamellen bei hohen Umfangsgeschwindigkeiten mit gegenseitiger Berührung führt zu einem drastischen Anstieg des Schleppmoments. Lamellentaumeln ist daher durch geeignete Maßnahmen zu vermeiden. 2/ Prüfungsverfahren für Reibbeläge

Auf den Lamellenprüfständen werden unterschiedlichste Erprobungen durchgeführt. Es werden dabei Einstufenversuche sowie Kollektivuntersuchungen gefahren. Hier einige Hinweise zu typischen Prüfungen an Kupplungsbelägen: • Stirnzugtest zur Bestimmung der Zugfestigkeit, • Kompressibilitätsprüfung, • Bestimmung der dynamischen und statischen Reibwertverläufe: DKA-Test (Deutscher Koordinierungsausschuss), • Reibschwingungsuntersuchungen: Green Shudder- und Shudder-Prüfung, • Momentengeregeltes Aufreißen (Übertragungsfähigkeit, v.a. Wandlerkupplung), • GK-Test (Regelungstest für geregelte Kupplungen), • Höcker-Lamellentest zur Bestimmung der mechanischen Festigkeit von Belägen und • Biegetest zur Überprüfung der Verklebung von Belag und Trägerblech.

368

9 Schalteinrichtungen

9.4 Parksperren Bei abgeschaltetem Motor lassen sich Fahrzeuge mit Handschaltgetriebe zusätzlich bzw. alternativ zur Feststellbremse, durch Einlegen eines Ganges mit hoher Übersetzung, gegen Wegrollen sichern. Bei Fahrzeugen mit Getrieben mit nasser Anfahrkupplung oder hydrodynamischem Drehmomentwandler entfällt diese Möglichkeit, da bei abgestelltem Motor keine Verbindung vom Fahrzeug zum Motor mit dessen Bremskraft besteht. Um unbeabsichtigtes Wegrollen zu verhindern, sind Getriebe mit vorgenannten Anfahrelementen daher bei Pkw und leichten Nkw mit einer Parksperre ausgerüstet. Eine Parksperre ist eine mechanische Verriegelung der Getriebeabtriebswelle gegen das Getriebegehäuse. Bei Nkw und Bussen mit Federspeicher-Feststellbremse wird auf die Parksperre als zusätzliches Element zur Wegrollverhinderung verzichtet. Hier weist der Getriebewählhebel bzw. Wählschalter keine P-Position auf. Gängiges Grundprinzip bei Parksperren ist die radial eingreifende Sperrklinke. Die konstruktive Umsetzung im Detail variiert. Bezüglich der Sperrelemente wird unterschieden in: • Systeme mit Sperrrolle, Abb. 9.47 und • Systeme mit Sperrkegel, Abb. 9.49.

Bezüglich der Aktivierung wird unterschieden in: • Mechanische Ausführungen, Abb. 9.47 und • Elektrische Ausführungen, in der Regel in Verbindung mit E-Schaltung, Abb. 9.49.

Abb. 9.47. Parksperre mit radial eingreifender Sperrklinke (s. auch Abb. 12.22). 1 Schalthebel am Getriebe; 2 Achse Wählwelle; 3 Rastenscheibe ( P Parkstellung, R Rückwärtsgangstellung, N Neutralstellung, D Fahrstellung); 4 Rastenfeder; 5 Ausgleichsfeder; 6 Verbindungsstange; 7 Abtriebswelle; 8 Parksperrenrad; 9 Rückholfeder; 10 Klinke; 11 Sperrrolle; 12 Führung; 13 Rollenlager

9.4 Parksperren

369

9.4.1 Mechanisch aktivierte Parksperre

Die Aktivierung der Parksperre erfolgt bei mechanischen Ausführungen über einen Bowdenzug von der Wählhebeleinheit im Fahrzeug zum Getriebe und bei elektrischen Ausführungen beispielsweise über einen Taster. Bei der mechanischen Aktivierung wird der Sperrvorgang vom Fahrer über den Getriebewählhebel eingeleitet, indem er die Parkstellung einlegt. Am Beispiel des Getriebes nach Abb. 12.22 sollen Aufbau und Funktion einer mechanisch betätigten Parksperre eines konventionellen Automatgetriebes erläutert werden. Die in Abb. 9.47 dargestellte Parksperre weist eine radial eingreifende Sperrklinke auf. Das Stellen des Schalthebels 1 in die Parkstellung P bewirkt: 1/ Die Rastenscheibe 3 dreht sich im Drehsinn des Schalthebels um die Achse 2 der Wählwelle, bis die Rolle der Rastenfeder 4 in die Parkstellung P einrastet. 2/ Die an der Rastenscheibe angelenkte Verbindungsstange 6 bewegt die auf ihr laufende Sperrrolle 11 in der Führung 12 parallel zur Abtriebswelle 7. 3/ Am Ende der Führung wälzt sich die Sperrrolle über ein im Gehäuse fixiertes Rollenlager 13 ab. Dabei drückt sie nach oben gegen den abgeschrägten Rücken der Klinke 10. Diese schwenkt gegen die Kraft ihrer Rückholfeder 9 bis an das drehfest mit der Abtriebswelle verbundene Parksperrenrad 8 nach oben. 4/ Steht das Fahrzeug bzw. bewegt es sich mit einer Geschwindigkeit unter der Einfallgeschwindigkeit (ca. 2,5–5 km/h), dann greift die Klinke in eine Lücke des Parksperrenrads ein und sichert das Fahrzeug formschlüssig gegen Rollen. 5/ Bewegt sich das Fahrzeug mit einer Geschwindigkeit größer der Einfallgeschwindigkeit, wird die Klinke durch die Flankenwinkel am Parksperrenrad und an der Klinke abgewiesen. Der Zustand des Abweisens („Ratschen“) bleibt erhalten, solange sich das Fahrzeug schneller als die Einfallgeschwindigkeit bewegt. Die Ausgleichsfeder 5 auf der Verbindungsstange ist vorgespannt. Wird die Einfallgeschwindigkeit unterschritten, zieht die Ausgleichsfeder die Sperrrolle unter die Klinke und bewegt diese in eine Zahnlücke, damit sind weitere Fahrzeugbewegungen blockiert. 6/ Ausgerückt wird die Klinke durch Wählen einer anderen Fahrstufe. Die Sperrrolle 11 bewegt sich zurück in die Führung und gibt der Klinke die Bewegung nach unten aus der Verzahnung des Parksperrenrads frei. Dieses Entrasten wird durch die Rückholfeder 9 unterstützt. Die Konstruktion des Parksperrensystems muss folgende Kriterien erfüllen: • • • • •

Abweisbedingung bei höheren Fahrzeuggeschwindigkeiten, Einrastbedingung vorwärts wie rückwärts bei Gefällen bis ca. 30 %, Verriegelungssicherheit bei Gefällen bis ca. 30 %, Auslegebedingung / Betätigungskraft und Bedienungssicherheit.

Erfüllung der Abweisbedingung: Die Vermeidung von unbeabsichtigtem Einlegen der Parksperre bei Fahrzeuggeschwindigkeiten von v = 2,5–5 km/h wird wesentlich durch den Zahnlückenabstand und die Flankenwinkel von Parksperrenrad und Klinke festgelegt. Das Einlegen der Parksperre während der Fahrt (Missbrauch) muss ohne Blockieren und ohne Zerstörung der Teile kurzzeitig möglich sein.

370

9 Schalteinrichtungen

Erfüllung der Einrastbedingung: In der ungünstigsten „Zahn auf Zahn“-Stellung liegen die Kanten der Verzahnungen von Sperrklinke Parksperrenrad gerade aufeinander. Die Ausgleichsfeder hält das System vorgespannt. Wenn sich das Fahrzeug am 30 %-Hang infolge der Hangabtriebskraft bewegt, muss die Klinke in die nächste Lücke sicher einrasten. Der Drehwinkel bis zur nächsten Lücke des Parksperrenrads muss so gewählt sein, dass die zwischenzeitlich vom Fahrzeug erreichte Fahrgeschwindigkeit nicht zur Abweisung führt. Als Einfallgeschwindigkeit ist die Grenzgeschwindigkeit definiert, bei der gerade noch die Sperrstellung (Tick-Point) erreicht wird. Erfüllung der Verriegelungssicherheit: Die Geometrie, die Verformung unter Last sowie die Reibungsverhältnisse im System müssen so gewählt sein, dass auch dynamische Belastungen am 30 %-Hang (Schaukeltest) nicht zum selbsttätigen Herausspringen führen. Bei Anhängerbetrieb gilt die Erfüllung der Forderungen am 12 %-Hang. Erfüllung der Auslegebedingung/Betätigungskraft: Bei schweren Fahrzeugen und entsprechenden Übersetzungsverhältnissen zwischen Reifen und Parksperrenrad kann die Pressung zwischen Sperrrolle (bzw. Sperrkegel) und Klinke am 30 %-Hang sehr hoch werden. Die Geometrie, Materialwahl bzw. Beschichtung muss auch unter diesen Bedingungen vertretbare Auslegekräfte sicherstellen. Bezogen auf die Achse der Wählwelle (2 in Abb. 9.47) liegen gängige Werte dazu zwischen 10 und 20 Nm. Die Bildung von Reibmartensit durch zu hohe Pressung zwischen Sperrrolle (Sperrkegel) und Klinke ist zu vermeiden. Erfüllung der Bedienungssicherheit: Die Parksperre ist unter dem Komfort-, aber noch mehr unter dem Sicherheitsaspekt zu sehen. Das Zusammenspiel der Geometrie der Nocken auf der Rastenscheibe (Roostercomb) und der Härte der Rastenfeder trägt wesentlich zum Schaltgefühl bei. Die Reibung im gesamten System – von der Wählhebeleinheit im Fahrzeug, über die Bowdenzüge, bis zur Rastenscheibe und der eingreifenden Rolle der Rastenfeder – muss so gewählt sein, dass nur definierte Zustände möglich sind. Zwischenstellungen zwischen P und R können durch einen entsprechend ausgebildeten Nocken auf der Rastenscheibe vermieden werden. Dieser muss unter allen Umständen (Toleranzen, Temperatur, Reibung usw.) als Flip-Flop arbeiten. Bei Konstruktionen bis ca. 1980 waren auch Kreisbahnen auf der Rastenscheibe zwischen P und R zu finden. Die Kreisbahn ist unempfindlicher gegen Reibungseinflüsse im System der äußeren Schaltung. Es muss dann aber sicher gestellt sein, dass mögliche Zwischenstellungen auf der Kreisbahn unter allen Bedingungnen stabil erhalten bleiben und der Fahrer immer eine eindeutige Rückmeldung des Fahrzeugs erhält, ob P oder R aktiv ist. Nicht eindeutige Betriebszustände („Illusory Park“) sind bei allen konstruktiven Lösungen sicher zu vermeiden. Die vorgenannten Punkte zeigen, welche Sorgfalt bei Auslegung und Freigabe eines Parksperrensystems erforderlich sind. Das System muss robust genug sein, um in ungünstigen Toleranzlagen, unter extremen Temperaturbedingungen und mit den nach hohen Laufleistungen vorliegenden Abnutzungen immer noch sicher zu funktionieren. Die Oberflächengüte der häufig als Stanzteil ausgeführten Parksperrenräder und Klinken muss die Erfordernisse bzgl. Flächenpressung und Reibverhältnisse erfüllen.

9.4 Parksperren

371

Abb. 9.48. Einbausituation Parksperre bei Getriebe ZF 6 HP 26

Hinweise zur Festlegung der wesentlichen geometrischen Bedingungen eines Parksperrensystems gibt Förster in [9.7]. 9.4.2 Elektrisch aktivierte Parksperre

Die genannten Kriterien für Robustheit und Funktionssicherheit von Parksperrensystemen sind auch bei elektrischer Aktivierung zu gewährleisten. Abbildung 9.48 zeigt die Einbausituation und Abb. 9.49 das Funktionsprinzip einer elektrisch aktivierten Parksperre am Beispiel des Automatgetriebes ZF 6 HP 26.

Abb. 9.49. Bauteile der elektrisch aktivierten Parksperre ZF 6 HP 26, Abb. 12.25

372

9 Schalteinrichtungen

Die Rastenscheibe im Getriebe entfällt und wird durch eine Parkscheibe sowie einen Parksperrenzylinder mit einem Verriegelungsmagnet ersetzt. Beim Verlassen der Parkstellung wird, über ein Magnetventil gesteuert, hydraulischer Druck in den Parksperrenzylinder geführt. Dieser schiebt einen Kolben zurück, der über die dargestellte Kinematik den Sperrkegel unter der Klinke herauszieht. Ein Verriegelungsmagnet wird geschaltet und verriegelt zusätzlich über Kugeln den Kolben. Beim Einlegen der Parkstellung wird der Hydraulikdruck im Zylinder abgeschaltet und der Zylinderraum entlüftet. Die mechanische Verriegelung des Kolbens durch die Kugeln wird gelöst und der Kolben freigegeben. Durch eine vorgespannte Schenkelfeder an der Parkscheibe wird der Kolben in Richtung Parken gezogen und die Parksperre eingelegt. Durch einen zusätzlichen Bowdenzug an der Parkscheibe kann die Parksperre in Not- und Fehlersituationen auch manuell entriegelt werden. 9.4.3 Detailfragen

Die sorgfältige Erprobung des Parksperrensystems vor der Serienfreigabe versteht sich nach den dargestellten Ausführungen von selbst. Übliche Versuche sind: • Versuche am Parksperrenprüfstand: − Einfallgeschwindigkeit, − Bedienkräfte / Selbsthemmung, − Belastung / Verschleiß / Ratschversuche, • Fahrzeugversuche vorwärts/rückwärts am 30 %-Hang: − Einrastversuche: Anwendung mit kürzester Achse, kleinstem rdyn, − Belastungsversuche: Anwendung mit längster Achse, größtem rdyn, − Anhängerversuche, − Schaukel- und Missbrauchsversuche (Ratschen, Abschleppversuch, ...)

Belastung: • Bei front- bzw. heckgetriebenen Fahrzeugen stellt das Einlegen der Parksperre am 30 %-Hang nahe der Einfallgeschwindigkeit die höchste Belastung für die beteiligten Bauteile dar, • Bei Fahrzeugen mit permanentem Allradantrieb stellt sich die höchste Belastung der Parksperrenbauteile beim Abschlepp-Missbrauchsversuch ein. Klinkenbewegung

Das selbsttätige Eintauchen der Klinke in das Parksperrenrad beim Fahren auf Schlechtwegestrecken ist sicher zu vermeiden. Dieses Phänomen wird durch die Rückholfeder, das Eigengewicht der Klinke, vor allem aber durch die Motor-/ Getriebeaufhängung beeinflusst. Das durch Eintauchen verursachte Ratschen führt auf Dauer zur Schädigung des Parksperrensystems durch erhöhten Verschleiß.

9.4 Parksperren

373

Auslegegeräusch

Obwohl in den Bedienungsanleitungen gefordert, verzichten viele Fahrer von Fahrzeugen mit Automatgetriebe auf das Sichern des Fahrzeugs durch die Feststellbremse. Nach Einlegen der Parksperre und Loslassen der Betriebsbremse fällt das Fahrzeug am Hang in die Klinke. Die sich dabei einstellende Zwangskräfte und Verspannungen im Triebstrang führen beim Auslegen der Parksperre – dem Herausziehen des Sperrkegels oder der Sperrrolle – zu einem Auslegegeräusch (Entlastungsstoß). Bei mechanisch aktivierten Systemen ist das kein Problem, da der Fahrer selbst „mechanisch“ den Vorgang aktiviert und das Auslegegeräusch als normale Rückmeldung zum Auslegen der Parksperre akzeptiert und kennt. Bei elektrisch aktivierten Parksperren wird das Auslegegeräusch gelegentlich als unangebrachte Reaktion des Getriebes auf einen „Knopfdruck“ gewertet und ist ein Komfortthema. Mechanische, teilweise durch Software unterstützte Lösungen zur Reduktion des Auslegegeräuschs sind bekannt.

10 Anfahrelemente

Komfortabel und dynamisch anfahren, feinfühlig rangieren

Der Verbrennungsmotor weist eine Mindestdrehzahl (Leerlaufdrehzahl) auf. Zum Anfahren aus dem Fahrzeugstillstand muss die Drehzahllücke zwischen der niedrigsten Motorbetriebsdrehzahl und der stillstehenden Getriebeeingangswelle durch einen Drehzahlwandler geschlossen werden. Siehe hierzu auch Abschn. 4.1 „Antriebsstrang“. Kennzeichnend für einen Drehzahlwandler, Abb. 10.1, ist: • Ausgangsmoment T2 ist gleich dem Eingangsmoment T1: T2 = T1, • Ausgangsdrehzahl n2 ist kleiner/gleich der Eingangsdrehzahl n1: n2 ≤ n1 und • Eingangsleistung P1 wird um die Verlustleistung PV reduziert: P2 = P1 – PV. In Abb. 10.2 ist ein idealisierter Kupplungsvorgang beim Anfahren dargestellt. Eingangs- und Ausgangsdrehzahl gleichen sich während des Kupplungsvorgangs einander an. Während des Schlupfbetriebs – Rutschen der Kupplung – wird ein Teil der Eingangsleistung als Verlustleistung in Wärme umgesetzt. Der Wirkungsgrad der Kupplung ηK bestimmt sich mit den Gln. (4.2) und (4.3) zu

ηK =

P2 T2 2 π n 2 = = µK νK . P1 T1 2 π n1

(10.1a)

mit T2 = T1, d.h. µ = 1 wird ηK =

n2 = νK . n1

Abb. 10.1. Ein- und Ausgangsgrößen des Drehzahlwandlers

(10.1b)

10.1 Trockenkupplungen

375

Abb. 10.2. Idealisierter Anfahrvorgang bei einer Reibkupplung

Der Schlupf S ist als die auf die Eingangsdrehzahl bezogene Drehzahldifferenz zwischen Ein- und Ausgangsdrehzahl definiert: S=

n1 − n 2 n1

.

(10.2)

Mit den Gln. (10.1) und (10.2) gilt der Zusammenhang zwischen Wirkungsgrad, Schlupf und Drehzahlverhältnis S = 1 − ηK = 1 − ν K .

(10.3)

Das Anfahrelement muss so ausgelegt werden, dass es einerseits das maximal auftretende Eingangsdrehmoment mit ausreichender Sicherheit überträgt und andererseits der thermischen Belastung auch bei häufigem Anfahren – Stop-and-Go – standhält [10.33]. Daraus können die Hauptaufgaben von Anfahrelementen abgeleitet werden: • • • • • •

Übertragung des Motordrehmoments auf das Getriebe, weiches und ruckfreies Anfahren aus dem Stillstand, hohe Lebensdauer, Dämpfung der Drehschwingungen, minimale Baugröße und Schutz des Verbrennungsmotors und der Kraftübertragungskomponenten vor Überlastung.

Als Anfahrelement werden ausschließlich kraftschlüssige Kupplungen eingesetzt. Abbildung 10.3 stellt eine systematische Einteilung von Anfahrkupplungen dar [10.30].

376

10 Anfahrelemente

Abb. 10.3. Systematische Einteilung von Anfahrelementen nach ihren Eigenschaften

Als schaltbare, fremdbetätigte und kraftschlüssige Anfahrelemente stehen im modernen Kraftfahrzeug vier Grundsysteme zur Verfügung: • Reibschlüssige Trockenkupplung mit iS = 1,0 als Standard bei Handschaltgetrieben, • Reibschlüssige nasslaufende Kupplung bei Stufenlos- und Lastschaltgetrieben, • Hydrodynamischer Drehmomentwandler mit iS ≥ 1,0 als Standard bei konventionellen Automatgetrieben und • Hydrodynamische Kupplung.

Die Trockenkupplung zeichnet sich durch guten Wirkungsgrad, Schleppmomentfreiheit sowie ein kleines Massenträgheitsmoment aus, wobei das Massenträgheitsmoment durch Zusatzforderungen bezüglich Dämpfung oder automatisierte Kriech- und Mehrfachanfahrten stark zunehmen kann. Zu den Vorteilen einer nasslaufenden Anfahrkupplung gehören die kleine Masse, kleines Massenträgheitsmoment, gute Regelbarkeit sowie hohe Leistungsdichte und die große Momentenkapazität. Sie eignet sich für Fahrzeuge mit kleinen Bauräumen und hohem Drehmoment. Der hydrodynamische Drehmomentwandler mit oder ohne geregelte Überbrückungskupplung und Torsionsschwingungsdämpfer bietet aufgrund seiner Funktion als hydrodynamisches Strömungsgetriebe ein besonders komfortables Anfahren, eine Drehmomentüberhöhung sowie eine Überlastsicherheit. Die hydrodynamische Kupplung als klassischer Drehzahlwandler hat eine hohe Drehmomentübertragungsfähigkeit. Sie wird in Radfahrzeugen so gut wie nicht mehr eingesetzt [10.9]. Selten anzutreffen ist die reibschlüssige Magnetpulverkupplung. Ein magnetisierbares Pulver überträgt hier reibschlüssig die Leistung. In Tabelle 10.1 ist ein Funktionsvergleich der vier in Kraftfahrzeugen eingesetzten Anfahrelemente dargestellt.

10.1 Trockenkupplungen

377

Tabelle 10.1. Funktionsvergleich der Anfahrelemente [10.9] Trockenkupplung Regel- Eingriffsverhalten barkeit Trennverhalten Thermische Belastbarkeit Æ Dauerbetrieb Thermische Belastbarkeit Æ Thermoschock (Belag-)Verschleiß Bauraum Stellenergiebedarf Kurbelwellenlagerbelastung Fliehkrafteinflüsse 1) 2)

+ +

Nasslaufende Hydrodyn. Kupplung Drehmomentwandler ++ ++ + – – 1)

Hydrodynamische Kupplung ++ – – 1)

–

+

++

++

+

– 2)

++

++

– 0 0

+ ++ 0

++ 0 –

++ 0 –

0

++

+

+

0

++

0

0

Trennung nur über zusätzliche Systeme, z.B. Lamellenkupplungen im Getriebe möglich Thermoschock kann regelungsseitig vermieden werden

10.1 Trockenkupplungen Die schaltbare, fremdbetätigte Trockenkupplung ermöglicht komfortables Anfahren eines vom Verbrennungsmotor angetriebenen Kraftfahrzeugs aus dem Stillstand. Diese Kupplung überträgt das Motordrehmoment kraftschlüssig durch Reibungskräfte auf die Getriebeeingangswelle und ermöglicht sowohl ein schnelles und vollständiges Trennen als auch wieder ein ruckfreies Schließen des Drehmomentflusses sowohl beim Anhalte- als auch beim Schaltvorgang. Darüber hinaus weist sie eine hohe Lebensdauer ohne Komforteinbußen und eine entsprechende Schwingungsdämpfung auf. Die trockene Reibkupplung besteht aus mindestens einem Reibsystem mit zwei aneinander gepressten Reibscheiben. Nach Anzahl der Kupplungsscheiben unterscheidet man Einscheiben- sowie Mehrscheibenkupplungen. 10.1.1 Aufbau von Trockenkupplungen

Eine Einscheiben-Trockenkupplung in Membranfeder-Ausführung für Pkw-Anwendungen besteht aus folgenden Baugruppen, s. Abb. 10.4: 1/ Kupplungsscheibe mit fast ausnahmslos integriertem Torsionsdämpfer, die axial auf der Getriebeeingangswelle verschiebbar ist, 2/ Druckplatte, die am Schwungrad des Verbrennungsmotors befestigt ist und 3/ Kupplungsbetätigung mit Ausrücker, der über ein Ausrücklager und eine Schiebehülse den Ausrückweg von den nicht rotierenden Betätigungselementen auf die Druckplatte überträgt sowie als Schnittstelle zum Motor, das 4/ Schwungrad.

378

10 Anfahrelemente

Abb. 10.4. Pkw-Einscheiben-Trockenkupplung (ZF Sachs). 1/ Kupplungsscheibe: a Mitnehmerscheibe; b Reibbelag; c Belagfeder; d Torsionsfeder (Fahrbetrieb); e Torsionsfeder (Leerlaufbetrieb); f Reibeinrichtung; g Nabe; 2/ Druckplatte: h Rückholfeder; i Anpressplatte; j Druckplattengehäuse; k Membranfeder; 3/ Kupplungsbetätigung: l Ausrücklager; m Schiebehülse; n Ausrückschwinge; 4/ Schwungrad

Bei der Trockenkupplung wird das Motordrehmoment über das Schwungrad 4 und die Druckplatte 2 durch Reibung zur Kupplungsscheibe 1 und damit auf die Getriebeeingangswelle übertragen. Im eingekuppelten Zustand liegt Haftreibung vor. Während des Einkuppelvorgangs wirkt aufgrund unterschiedlicher Drehzahl zwischen der Druckplatte und der Kupplungsscheibe Gleitreibung, die Wärme erzeugt und zum Belagverschleiß führt. 1/ Kupplungsscheibe

Die Hauptkomponenten der Kupplungsscheibe sind die Mitnehmerscheibe a mit den Reibbelägen b, die Belagfederung c zur komfortablen Gestaltung des Anfahrvorgangs, Torsionsdämpfungssystem d, e, f zur Reduzierung der vom Antrieb induzierten Torsionsschwingungen sowie die Nabe g mit Innenverzahnung.

10.1 Trockenkupplungen

379

Abb. 10.5. Kupplungsscheiben (ZF Sachs). a Kupplungsscheibe mit Torsionsdämpfer (Pkw); b taumelweiche Kupplungsscheibe (Pkw); c starre Kupplungsscheibe (Pkw); d Kupplungsscheibe mit Torsionsdämpfern (Nkw); e Belagpads, keramischer Belag (Nkw)

In Abb. 10.5 sind unterschiedliche konstruktive Lösungen von Kupplungsscheiben für Pkw (Abb. 10.5a–c) und Nkw (Abb. 10.5d–e) dargestellt. 1.1/ Reibbeläge

Schwungrad 4 und Anpressplatte i, siehe Abb. 10.4, stellen die Gegenreibflächen zu den auf der Kupplungsscheibe beidseitig aufgebrachten Reibbelägen dar. Die wichtigsten Kriterien für die Beurteilung von Kupplungsreibbelägen sind der Reibungskoeffizient (insbesondere sein Minimalwert bei extremer Belastung), die Berstdrehzahl, der Verschleiß der Beläge und der Gegenreibflächen, der Verzug bei thermischer Belastung, das spezifische Gewicht als Einflussgröße für das Massenträgheitsmoment, die Dosierbarkeit des Drehmomentaufbaus und die Neigung zu selbsterregten Reibschwingungen (Rupfen) und Reibgeräuschen [10.5]. Im Kraftfahrzeugbau haben sich bei trockenlaufenden Scheibenkupplungen drei Arten von Kupplungsbelägen durchgesetzt:

380

10 Anfahrelemente

• Organische Beläge: Sie sind aufgrund von Komfortkriterien am meisten im Automobilbereich verbreitet. Sie bestehen aus Garnen (vorwiegend aus Glas-, Aramid- und Zellstoff-Fasern mit einem Messing- oder Kupferdraht), die in Reibzement aus Harzen, Kautschuken und Füllstoffen wie Ruß, Graphit und Kaolin eingebettet sind [10.5]. Organische Kupplungsbeläge werden stets ringförmig beidseitig auf die Kupplungsscheibe aufgenietet, in Ausnahmefällen auch (zusätzlich) geklebt. • Metallische (keramische) Sinterbeläge: Diese Stoffe werden für hohe Beanspruchungen, besonders für Schlepper oder für Erdarbeitsgeräte eingesetzt. Das Belagmaterial wird entweder direkt auf die Kupplungsscheibe aufgesintert oder über meist trapezförmige Trägerbleche aufgenietet. Wegen ihrer Rupfneigung sind sie für Straßenfahrzeuge nur bedingt geeignet. • Carbon-Beläge: Sie sind eine Untergruppe der organischen Beläge. Die Kohlenstofffasern werden in die Beläge eingebracht, um die Steifigkeit und die Temperaturbeständigkeit der Beläge zu erhöhen. Vorwiegender Einsatzbereich ist wegen hoher Kosten und reduziertem Schaltkomfort der Rennsport.

Für Trockenkupplungen werden fast ausschließlich Radialnuten verwendet. Sie verlaufen vom Innenradius des Reibbelags ausgehend gerade radial zum Außendurchmesser. Die Radialnuten fördern den Abtransport des entstehenden Abriebs, verbessern den Kühlluftdurchtritt und vermeiden Adhäsion an den Laufflächen der Kupplungsbeläge. Der Einsatz von genuteten Belägen beschränkt sich auf hoch beanspruchte Kupplungen. 1.2/ Belagfederung

Die Belagfederung ist eine definierte Axialelastizität zwischen den beiden Kupplungsbelagringen. Ihre Aufgabe ist ein weiches Einkuppeln für ein ruckfreies Anfahren. Die Anpressplatte i der Kupplung muss zunächst gegen den Federdruck der Belagfedern c die Kupplungsscheibe 1 gegen das Schwungrad 4 pressen, s. Abb. 10.4. Dies verlangsamt den Druckaufbau und gestaltet damit den Einkuppelvorgang weicher. Diese Federung wird durch gewellte Segmente aus Stahlblech realisiert und besitzt üblicherweise einen Axialfederweg von 0,5 bis 1,0 mm. Weitere Vorteile sind ein günstigeres Verschleißverhalten sowie ein besseres Tragbild und damit eine homogenere Wärmeverteilung. Man unterscheidet im Wesentlichen vier Belagfederungsarten: • Einfachsegmentfederung: Aufnietung der Beläge auf dünne, gewölbte Segmente, die ihrerseits mit der Mitnehmerscheibe vernietet sind. • Doppelsegmentfederung: Aufnietung der Beläge auf zwei aufeinander liegende und entgegen gesetzt wirkende Segmente. • Lamellenfederung: Aufnietung der Beläge auf Belagfedern, die am Außenrand geschlitzt und gewellt sind. • Zwischenblechfederung: Einsatz im Nkw-Bereich. Aufnietung der Beläge auf gewellte segmentartige Federbleche, die auf einer Seite mit einem Zwischenblech verbunden sind.

10.1 Trockenkupplungen

381

Abb. 10.6. Torsionsdämpferkennlinie, nach [10.36]

1.3/ Torsionsdämpfungssystem

Die in der Kupplungsscheibe integrierte Torsionsfederung dient zusammen mit dem Dämpfersystem zur Reduzierung von Torsionsschwingungen, die eine Folge zündungsbedingter Drehungleichförmigkeiten des Verbrennungsmotors oder Lastwechsel aufgrund schneller Fahrpedal- oder Kupplungsbetätigungen sind. Dieses Torsionsdämpfungssystem besteht aus einer Reibeinrichtung f sowie je einem Torsionsfedersatz für Fahr- d und Leerlaufbetrieb e, s. hierzu Abb. 10.4. Die Torsionsfederung liefert hierbei den Arbeitsweg, über dem die Dämpfungseinrichtung wirksam werden kann. Entscheidende Kriterien für die Torsionsfederung sind die Größe des Winkelausschlags, die wählbare progressive Federkennung und die Endanschläge als Schutz der Federeinrichtung. Konstruktiv ausgeführt wird die Torsionsfederung zumeist mit Schraubendruckfedern, die in entsprechenden Fenstern tangential in der Kupplungsscheibe angeordnet sind. Durch tangentiales Vergrößern einzelner Fenster und die Verwendung unterschiedlich steifer Federn lassen sich mehrstufige Torsionsdämpfer darstellen, was zu einem geknickten progressiven Dämpferkennlinienverlauf führt. Aufgabe der Reibungseinrichtung ist es, einen Teil der Drehschwingungsenergie zu vernichten und so die Schwingungsamplitude zu reduzieren. Als Wirkprinzip fungiert ausschließlich das Prinzip der mechanischen Reibung. Sie wird durch das axiale Aneinanderpressen von planen Flächen, zumeist Reibringen, erzeugt. Das benötigte Reibmoment lässt sich durch Variation der Höhe des Axialdrucks, des Materials der Reibringe und der Größe des Reibdurchmessers justieren. Abbildung 10.6 zeigt eine charakteristische Torsionsdämpferkennlinie mit Zugund Schublast und den Anschlägen, die Drehmomentspitzen aufnehmen und verhindern, dass die Schraubenfedern auf Block gehen. Der Fahrdämpfer wird so

382

10 Anfahrelemente

abgestimmt, dass bei der niedrigsten möglichen Federsteifigkeit genau die Reibungshysterese festgelegt wird, die den besten Kompromiss zwischen Resonanzdämpfung und Verschlechterung der überkritischen Entkopplung ergibt. Dadurch können beispielsweise Getrieberasselgeräusche reduziert werden. Um Klappergeräusche im Getriebe bei nicht eingelegtem Gang zu vermindern, wird der Leerlaufdämpfer des Torsionsdämpfers auf den Motorleerlauf abgestimmt, dessen Federsteifigkeit etwa 1 % des Fahrdämpfers beträgt. 2/ Druckplatte

Die Druckplatte überträgt das Motormoment über die Kupplungsscheibe auf die Getriebeeingangswelle. Die Aufgabe der Druckplatte besteht in der Erzeugung einer über eine größere Fläche möglichst homogen verteilten axialen Anpresskraft. Im Bereich der Kraftfahrzeugkupplung hat sich dabei die mechanische Lösung durch Federkraft durchgesetzt, da sie einfach aufgebaut, preisgünstig, wartungsfrei und temperaturbeständig ist. So wird bei mechanischen Kupplungsdruckplatten die zum Reibschluss nötige Axialkraft ausschließlich durch vorgespannte Druckfedern aus Stahl erzeugt. Diese Druckfedern kann man bezüglich ihrer Ausführung unterscheiden in • Membranfeder-Druckplatten (geschlitzte Tellerfeder), • Tellerfeder-Druckplatten und • Schraubenfeder-Druckplatten.

Je nachdem, ob die Ausrückkraft als Druck- oder Zugkraft auf die Druckfedern wirkt, kann unterschieden werden in: • Drückend betätigte Druckplatten und • Ziehend betätigte Druckplatten.

Die wesentlichen Komponenten einer Membranfeder-Druckplatte, die mit dem Schwungrad verbunden ist, sind die Membranfeder, die zwischen dem Gehäuse und der Anpressplatte eingespannt ist, die Anpressplatte und das Kupplungsgehäuse. 2.1/ Membranfeder

Bei einer Membranfeder-Druckplatte wird die axiale Anpresskraft durch eine vorgespannte, durch mehrere vom Innendurchmesser ausgehende Schlitze gekennzeichnete Tellerfeder erzeugt. Die charakteristische Kupplungskennlinie einer Membranfeder-Druckplatte ist in Abb. 10.7 zu sehen. Die Gestaltung der Membranfederkennlinie ist von besonderer Bedeutung. Sie wirkt sich in der zweiten Hälfte des Pedalwegs unmittelbar auf die Pedalkraft aus. In der ersten Hälfte des Pedalwegs wird die Pedalkraft zusätzlich von der Belagfederung mit beeinflusst. Die Kennlinie hängt zum einen von der Wahl der Membranfederaußen- und -innendurchmesser und zum anderen von der Wahl der Membranfederdicke (Stärke), des Aufstellwinkels und der Materialhärtung ab. Der rechnerische Zusammenhang wird in DIN 2092 [10.4] ausführlich beschrieben.

10.1 Trockenkupplungen

383

Abb. 10.7. Kupplungskennlinie einer Membranfeder-Druckplatte [10.5]

Die für die Kupplungsbetätigung erforderliche Auslegungs-Anpresskraft (rechnerisch notwendige Anpresskraft) gilt für die Einbaulage der Membranfeder im Neuzustand. Beim Ausrücken wird die Membranfederkennlinie von der Einbaulage des Neuzustands in Richtung des Abhubs der Anpressplatte nach rechts durchfahren, s. hierzu Abb. 10.7. Beim Auftreten des Belagverschleißes verschiebt sich die Einbaulage der Membranfeder und damit auch der Anfangspunkt der Abhubbewegung auf der Kennlinie nach links. Die Kupplung wird so ausgelegt, dass nach dem konstruktiv vorgesehenen Belagverschleiß die Anpresskraft wieder gleich groß ist wie im Neuzustand. Danach fällt sie steil ab, so dass der Fahrer den erforderlichen Kupplungswechsel am Durchrutschen der Kupplung feststellt. Der Abstand zwischen den beiden ausgezogenen Anpresskraft-Kurven in Abb. 10.7 entspricht dem Reibungsverlust der Membranfederlagerung. Die Ausrückkraftkennlinie entspricht der Anpresskraftkennlinie unter Berücksichtigung des Hebelverhältnisses der Membranfeder [10.5]. 2.2/ Anpressplatte

Bei der Gestaltung der Anpressplatte i, Abb. 10.4, die einen erheblichen Teil der entstehenden Wärme abzuführen hat, ist ein Kompromiss zwischen großer Wärmespeicherfähigkeit – und damit größerem Gewicht – und der Reduzierung der Masse zur Entlastung der Federbänder der Aufhängung anzustreben. Eine sinnvolle Maßnahme zur Optimierung des Wärmeabtransports ist eine Oberflächenvergrößerung durch Verrippung der Anpressplattenrückseite und ein gelenkter Kühlluftdurchsatz mittels Löcher im umgebenden Druckplattengehäuse j [10.33]. Die Aufhängung der Anpressplatte erfolgt spiel- und reibungsfrei in Blattfedern. Diese sind für das Zentrieren der Anpressplatte, die Übertragung des Drehmoments und das Abheben der Anpressplatte verantwortlich. Beim Auskuppeln wirken die Blattfedern als Rückholfedern gegen die Kraft der Membranfeder.

384

10 Anfahrelemente

3/ Kupplungsbetätigung

Die Kupplungsbetätigung wird nach der Art der Betätigung der Membranfeder 6 der Druckplatte unterschieden in, Abb. 10.8: • Gedrückte Betätigung: durch das Treten des Kupplungspedals wird das Ausrücklager in Richtung der Kupplung auf die Membranfederspitzen gedrückt, und die Kupplung wird getrennt. • Gezogene Betätigung: durch das Treten des Kupplungspedals wird das Ausrücklager an den Spitzen der Membranfeder gezogen, die Anpressplatte hebt ab, und die Kupplung wird getrennt.

Abb. 10.8. Schematische Darstellung einer gedrückten (a) und einer gezogenen (b) Betätigung mit ihren Betriebszuständen und Kraftflüssen. 1 Motorkurbelwelle; 2 Schwungrad; 3 Kupplungsscheibe; 4 Anpressplatte mit Auflage für 6; 5 Druckplattengehäuse mit Auflage für 6; 6 Membranfeder mit Ausrückzungen; 7 gedrückter Ausrücker; 8 gezogener Ausrücker; 9 Getriebeeingangswelle; 10 Ausrückschwinge; 11 Nehmerzylinder

10.1 Trockenkupplungen

385

Abbildung 10.8 zeigt eine schematische Darstellung einer gedrückten und einer gezogenen Kupplung. Im Pkw-Bereich findet fast ausschließlich die gedrückte Betätigung Verwendung, da sie kostengünstiger ist und einen relativ simplen Verschlussmechanismus für das Ausrücklager erlaubt, was die Montage und Demontage vereinfacht. Die gezogene Betätigung findet hingegen bei allen Anwendungen Verwendung, bei denen große Drehmomente übertragen werden müssen und/oder nur ein beengter Bauraum zur Verfügung steht, wie beispielsweise im Nkw-Bereich. Ihre Vorteile sind: • • • • •

günstigerer Verlauf der Anpress- und Ausrückkraftkennung, höhere Anpresskräfte bei gleichem Einbauraum möglich, geringere Ausrückkräfte wegen größerem Hebelverhältnis der Membranfeder, geringere Durchbiegungsverluste des Gehäuses und weniger Einzelteile, geringeres Gewicht.

3.1/ Ausrücker

Der Ausrücker besteht aus dem Ausrücklager als Übertragungsglied zwischen der rotierenden Kupplung und dem ruhenden Betätigungssystem sowie einer Schiebehülse, die auf dem, am Getriebe befestigten, Führungsrohr gleitet und an deren beiden seitlichen Nocken die Ausrückschwinge angreift. Das Ausrücklager wird in der Regel als Druckkugellager ausgeführt. Aufgabe des Ausrückers ist die Übertragung der Ausrückkraft vom feststehenden Ausrückmechanismus auf die mit Motordrehzahl rotierende Druckplatte. Abbildung 10.9 zeigt die beiden gebräuchlichen Ausrücksysteme Zentralausrücker und Hebelausrücker (Ausrückschwinge). Die Übertragung der Betätigungskraft vom Kupplungspedal zum Ausrücker ist sowohl mechanisch als auch hydraulisch möglich, wobei bei Handschaltgetrieben fast ausschließlich eine hydraulische und bei automatisierten Schaltgetrieben eine elektro-hydraulische, elektro-pneumatische oder elektro-mechanische Betätigung Anwendung findet.

Abb. 10.9. a Zentralausrücker und b Hebelausrücker (ZF Sachs)

386

10 Anfahrelemente

Das hydraulische wie auch das pneumatisch unterstützte hydraulische Betätigungssystem besteht aus einem Geberzylinder, einer Druckleitung und einem Nehmerzylinder. Durch unterschiedliche Dimensionierung der Zylinderdurchmesser lässt sich zudem eine hydraulische Übersetzung bzw. pneumatische Verstärkung darstellen. Bei elektro-mechanischen Betätigungssystemen wird die Ausrückkraft von einem Elektromotor aufgebracht und über eine Mechanik auf das Ausrücklager übertragen. 3.2/ Verschleißausgleich

Trockenlaufende Reibungskupplungen unterliegen einem Verschleiß. Der größte Verschleiß tritt an den Reibbelägen der Kupplungsscheibe auf. Die Reibpartner Schwungrad und Anpressplatte sind nahezu verschleißfrei. Um über die komplette Lebensdauer eine gleich bleibende Betätigungskraft – die Ausrückkraft – sicherzustellen, werden heute Nachstellmechanismen in die Anpressplatte der Druckplatte integriert, die bei jeder Betätigung die Anpressplatte selbstständig nachstellen. Dabei wird der Belagverschleiß von der Membranfederbewegung abgekoppelt. Der Ausgleichsmechanismus registriert die Belagabnahme und gleicht durch Verdrehen eines Stellringes den Abstand wieder aus. Diese selbsttätigen Verschleißausgleichsmechanismen sind z.B. unter den Produktbezeichnungen „SAC“ (Self-Adjusting Clutch) von LuK, „XTend“ von ZF Sachs oder „SAT“ (Self-Adjusting Technology) von Valeo bekannt. In Abb. 10.10 ist ein Vertreter der selbstnachstellenden Kupplung der Firma LuK dargestellt.

Abb. 10.10. Selbstnachstellende Kupplung SAC von LuK. 1 Druckplattengehäuse; 2 Verstellring (Rampenring); 3 Druckfeder; 4 Membranfeder; 5 Sensorfeder; 6/7 Bolzen; 8 Blattfeder; 9 Anpressplatte; 10 Anschlag; 11 Kupplungsscheibe

10.1 Trockenkupplungen

387

Bei der dargestellten Kupplung wird die Lagerung der degressiven Membranfeder 4 über eine Sensorfeder 5 am Druckplattengehäuse 1 abgestützt, die einen ausreichend langen Weg mit fast konstantem Kraftverlauf besitzt. Ist die Ausrückkraft kleiner als die Haltekraft der Sensorfeder, bleibt die Drehlagerung der Membranfeder beim Ausrücken der Kupplung an derselben Stelle. Da sich bei Verschleiß der Kupplungsbeläge die Ausrückkraft erhöht, wird die Gegenkraft der Sensorfeder überschritten und die Drehlagerung weicht in Richtung Schwungrad aus, bis die Ausrückkraft wieder auf die Sensorkraft abgesunken ist. Zwischen der Drehlagerung der Membranfeder und dem Druckplattengehäuse entsteht bei ausweichender Sensorfeder ein Spalt, der durch das Verdrehen eines Rampenrings 2 die Lücke zwischen der Membranfederlagerung und Druckplattengehäuse ausfüllt. Der Rampenring selber läuft auf gegenüberliegenden Rampen im Druckplattengehäuse und wird über kleine Druckfedern 3 in Umfangsrichtung vorgespannt. 4/ Schwungrad

Die Aufgabe des Schwungrads ist die vom Verbrennungsmotor abgegebene kinetische Energie zu speichern und weiterzugeben. Das Schwungrad wird vorwiegend zur Glättung von kurzzeitigen Last- und Leistungsschwankungen, zur Erzielung hoher Leistungsspitzen und zur Überbrückung von Leistungsunterbrechungen eingesetzt. Notwendig ist dies aufgrund des Arbeitsprinzips des Hubkolbenmotors, der ein ungleichmäßiges Drehmoment und eine ungleichförmige Drehzahl abgibt. Ein schwereres Schwungrad führt zu einer verbesserten Laufruhe des Antriebs, erhöht aber auch die rotierenden Massen, wodurch das Ansprechverhalten des Antriebs verschlechtert und der Kraftstoffverbrauch erhöht wird. Daher werden schwere Schwungräder lediglich in Nutzfahrzeugen mit hubraumstarken Dieselmotoren angestrebt. Im Pkw-Bereich und hier insbesondere im Sportwagenbereich ist das Ziel, die Schwungmasse so weit wie nur möglich zu reduzieren. Die zwei konstruktiven Ausführungen von Schwungrädern unterscheidet man in Topf- und Flachschwungrad, die mit empfohlenen Größenabstufungen in den SAE-Normen J618 [10.20] für Einscheiben-Trockenkupplungen und J619 [10.21] für Zweischeiben-Trockenkupplungen festgelegt sind. Vergleichend ist der Vorteil des Topfschwungrades ein größeres Trägheitsmoment bei geringerem Gewicht sowie ein Sicherheitsschutz beim etwaigen Bersten der Anpressplatte oder der Reibbeläge. Das Flachschwungrad ist günstiger herzustellen. 4.1/ Zweimassenschwungrad (ZMS)

Seit Ende der achtziger Jahre finden Zweimassenschwungräder (ZMS) in Fahrzeugen der Mittel- und Oberklasse eine immer weitere Verbreitung. Vermehrt werden ZMS auch bei Nutzfahrzeugen eingesetzt. Die Aufgabe des Zweimassenschwungrads besteht in der Reduzierung der in den Antriebsstrang eingeleiteten Drehungleichförmigkeiten. Beim Zweimassenschwungrad wird ein konventionelles Schwungrad in zwei Scheiben geteilt: • das dem Motor zugeordnete Primärschwungrad mit Anlasserzahnkranz ist drehfest mit der Motorkurbelwelle verbunden und • das getriebeseitige Sekundärschwungrad ist an der Druckplatte befestigt.

388

10 Anfahrelemente

Das Sekundärschwungrad, das eine der beiden Gegenreibflächen zur Kupplungsscheibe bildet, ist über eine getrennte Axial- und Radialgleitlagerung verdrehbar zur Primärseite gelagert. Die beiden entkoppelten Massen sind über ein fettgeschmiertes Feder-/Dämpfungssystem miteinander verbunden. Der Hauptvorteil des Zweimassenschwungrads ist die Dämpfung der Torsionsschwingung über den gesamten Drehzahlbereich und der damit einhergehende Fahrkomfort (reduziertes Geräuschverhalten, Schaltkomfort etc.). Nachteile sind neben den Kosten auch das verschlechterte Ansprechverhalten des Motors aufgrund des höheren Massenträgheitsmoments sowie der benötigte Bauraum, was insbesondere bei Frontquer-Motoranordnungen einen Einbau erschwert und daher integrative Lösungen erforderlich macht. Je nach Ausführung kann man folgende ZMS unterscheiden: • Bogenfeder-ZMS, • Radial-ZMS und • Sonderbauarten. 10.1.2 Auslegung von Trockenkupplungen

Für die Auslegung der Kupplungsgröße ist ausschlaggebend zum einen die Fähigkeit, ein maximal auftretendes Antriebsmoment mit ausreichender Sicherheit zu übertragen, und zum anderen, die zu erwartende thermische Belastung durch Erhitzung beim Anfahr- und Schaltvorgang zu ertragen. 1/ Berechnung von Trockenkupplungen

Die Kupplung muss das maximale Motordrehmoment inkl. dynamischer Überhöhungen übertragen. Das zu übertragende Kupplungsdrehmoment TK ist abhängig von der Anpresskraft der Druckplatte, dem Reibungskoeffizienten des Reibbelags, dem mittleren Reibradius und der Anzahl der Reibflächen: TK = Fax rm µ z . Fax rm µ z

(10.4)

Anpresskraft der Druckplatte [N] mittlerer Reibradius [m], s. auch Gl. (10.7) Auslegungswert für den Reibungskoeffizienten Anzahl der Reibflächen: Einscheibenkupplung: z = 2 Zweischeibenkupplung: z = 4

Die Reibungskoeffizienten für Haftreibung (voll eingekuppelter Kupplungszustand) und für Gleitreibung (während des Schlupfs) sind nahezu identisch und liegen bei organischen Reibbelägen zwischen 0,3 und 0,45. Bei extremer thermischer Überbelastung – dem sog. Fading – kann der Koeffizient auf kleiner 0,2 sinken. Zur Abdeckung des Reibwertabfalls bei extremen Fadings sowie des Anpresskraftabfalls durch Setzen der Membranfeder, Rückholfederkraft, Fliehkraft der Membranfederzungen, Reibung und Vorlast im Betätigungssystem wird ein Sicherheitsfaktor S eingeführt.

10.1 Trockenkupplungen

389

Abb. 10.11. Bandbreiten praktischer Kupplungsauslegungen für a Pkw/Transporter und b Nkw nach [10.37]. * Zweischeibenkupplung

Der Sicherheitsfaktor S ist das Verhältnis des zu übertragenden Kupplungsdrehmoments zum max. Motordrehmoment und liegt zwischen 1,2 ≤ S ≤ 1,4: S=

TK TM, max

.

(10.5)

In Abb. 10.11 sind die Bandbreiten praktischer Auslegungen für Pkw- und Nkw in Abhängigkeit des Kupplungsscheibendurchmessers dargestellt. Die genaue Berechnung der schaltbaren fremdbetätigten Reibkupplung erfolgt nach VDI-Richtlinie 2241, Blatt 1 [10.31]. Des Weiteren ist zur Berechnung folgende Literatur hilfreich: [10.1, 10.3, 10.6, 10.8, 10.10–10.11, 10.13–10.15, 10.24–10.27, 10.33]. 2/ Wärmehaushalt

Für die Lebensdauer einer Kfz-Kupplung ist die Lebensdauer der Reibbeläge ausschlaggebend. Die Lebensdauer der Reibbeläge ist von der Temperaturhöhe, der Belastungsdauer sowie von der Belagqualität und dem Verschleißvolumen abhängig. Einen großen Einfluss auf die Lebensdauer der Reibbeläge, die als schwächstes Glied in der Verschleißkette anzusehen sind, hat zudem die Bedienung der Trockenkupplung. Bei der thermischen Belastung der Trockenkupplung ist eine Betrachtung des Wärmehaushalts des gesamten Kupplungssystems unerlässlich. Hierbei wird die zugeführte Wärmemenge mit der Wärmeaufnahmefähigkeit der Kupplung (Anpressplatte, Schwungrad) und der abgeführten Wärme in Relation gesetzt. Entscheidendes Kriterium ist die Temperatur der Anpressplatte, da diese in der Regel eine geringere Wärmeaufnahmefähigkeit als das Schwungrad aufweist und ihre Kühlung durch das sie umgebende Druckplattengehäuse beeinträchtigt wird.

390

10 Anfahrelemente

Tabelle 10.2. Maximal zulässige reibflächenbezogene Schaltarbeit bei Verwendung von organischen Kupplungsbelägen [10.33] Anfahren in Ebene [J/mm2]

15 % Steigung [J/mm2]

Personenwagen

1,2

2,2

Leichte Nutzfahrzeuge

1,0

2,0

Schwere Nutzfahrzeuge

0,3–0,6

1,5

Fahrzeugart

3/ Belastungsgrenzen

Bei einer mechanisch ausreichend dimensionierten und verschleißgerecht gestalteten Kraftfahrzeugkupplung ist die Temperatur die kritische Belastungsgrenze. Zur Beurteilung der Belastung wird die flächenbezogene Schaltarbeit herangezogen. Tabelle 10.2 zeigt Erfahrungswerte für die maximal zulässige reibflächenbezogene Schaltarbeit. Die zulässige Temperatur der Druckplatte ist durch die aus dem Setzverlust der Membranfeder entstehende Verringerung der Anpresskraft begrenzt, sie ist allerdings in der Regel höher als die maximal zulässige Temperatur der Kupplungsscheibe. Diese ist entscheidend für die Lebensdauer des tribologischen Systems bzw. der Reibbeläge. Die Grenztemperatur wird hier als diejenige definiert, bei der die Kupplung gerade noch funktionsfähig ist. Dies impliziert allerdings auch die Tatsache, dass bei Erreichen der Grenztemperatur der Reibbelag bereits an der Oberfläche irreversibel beschädigt wird, lediglich sein Kern bleibt unbeschädigt. Für organische Beläge beträgt diese Temperatur, gemessen in der Anpressplatte etwa 0,5 mm unter der Reiboberfläche, etwa 280 °C, die Lufttemperatur in der Kupplungsglocke liegt dann zwischen 180 und 200 °C. Bei anorganischen metallischen Belägen ist die Grenze durch das Setzen der Membranfeder bei etwa 450 °C gegeben, die Beläge selbst halten kurzzeitig noch höhere Temperaturen aus. Hinsichtlich der Belastung des Ausrückers ist die Temperatur des Schmierfettes ausschlaggebend, die Temperaturgrenze liegt im Dauerbetrieb bei etwa 130 °C, gemessen am Außendurchmesser des Außenringes. 10.1.3 Trockene Mehrscheibenkupplungen

Bei hochmotorisierten Fahrzeugen mit hohen Drehmomenten (Sportfahrzeuge und Nkw) stoßen die trockenen Einscheibenkupplungen an ihre Grenzen. Hier kommen trockene Mehrscheibenkupplungen, in der Regel in Zweischeibenausführung zum Einsatz. In Abb. 10.12a ist eine Zweischeibenkupplung für einen Pkw mit einem Kupplungsscheibendurchmesser von 228 mm und einem Motordrehmoment von 800 Nm zu sehen. Durch Vervielfachung der Anzahl von Reibflächen kann ein höheres Drehmoment bei erhöhter Wärmekapazität übertragen werden.

10.2 Nasslaufende Kupplungen

391

Abb. 10.12. a Zweischeibenkupplung für hochmotorisierte Pkw (ZF Sachs MF2/228), b Nkw-Zweischeibenkupplung mit Zwischenplattensteuerung (ZF Sachs) [10.7]

In Abb. 10.12b ist eine Nkw-Zweischeibenkupplung mit den beiden Kupplungsscheiben sowie den jeweils 6 Torsionsfedern dargestellt. Ein großer Vorteil dieser Kupplung ist das verbesserte Wärmeaufnahmevermögen durch die Zwischenplatte. Durch die Zwischenplattensteuerung wird der genau hälftige Abhub der Anpressplatte gesteuert, um eine exakte, anteilige Übertragung der Drehmomente auf beide Kupplungsscheiben zu gewährleisten [10.7].

10.2 Nasslaufende Kupplungen Nasslaufende Anfahrkupplungen weisen gegenüber Trockenkupplungen einen technisch höheren Aufwand durch die benötigte Ölversorgung auf. Diese Art der Anfahrkupplung ist beispielsweise im Pkw-Stufenlosgetriebe Audi Multitronic ab 1999 im Serieneinsatz, s. Abb. 12.30. Es sei hier angemerkt, dass sich nasslaufende Anfahrkupplungen auch in Krafträdern schon seit Jahrzehnten bewähren. Dort sind Kupplung und Radsatz in einem gemeinsamen Gehäuse mit Tauch- und Spritzschmierung verbaut. Von diesen Kraftradkupplungen soll nachfolgend nicht die Rede sein. Nasslaufende Anfahrkupplungen sind in der Regel in Lamellenbauweise ausgeführt, die vom Getriebeöl in einem öldichten Gehäuse durchströmt werden. Es gelten die in den Abschn. 9.3 „Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen“ und 11.3.1 „Ölversorgung“ dargelegten Zusammenhänge. Der Kühlölstrom führt die durch Reibarbeit in die Kupplung eingebrachte Energie ab. Zu den Vorteilen von nasslaufenden Anfahrkupplungen zählen u.a.:

392

• • • • • • •

10 Anfahrelemente

kleines Massenträgheitsmoment, abhängig von der Art des Dämpfungssystems, geringer Bauraumbedarf, hohe Leistungsdichte, große Drehmomentkapazität, hohe Wärmekapazität infolge höherer thermischer Energieeinträge, gute Dauerhaltbarkeit bei geringem Verschleiß sowie gute Regelbarkeit.

Für die Dauerhaltbarkeit der Kupplung – sowohl Trockenkupplung als auch nasslaufende Kupplung – sind eine Vielzahl von Parametern wichtig wie Belagpressung, spezifische Reibleistung, Reibbelagsorte, Belagdicke, Belagnutung, Ölsorte und -menge, Schalthäufigkeiten bzw. Anfahrkollektiv und Temperatur. Anders als bei hydrodynamischen Drehmomentwandlern ist bei nasslaufenden Anfahrkupplungen die Anfahrstrategie wählbar. Darunter ist zu verstehen, dass die Anfahrdrehzahl des Motors frei eingestellt werden kann. Bedingt durch die Arbeitsweise dieser Kupplungsart im Ölbad treten Schleppmomente auf. Das Schleppmoment hängt neben den inneren Gestaltungsmerkmalen der Kupplung sehr stark von der Systemtemperatur, der Ölviskosität sowie von den Systemwiderständen, z.B. infolge einer vorgewählten Gangstufe, ab [10.9]. Darüber hinaus ist zu beachten, dass hierbei die Kupplungsbeläge nicht verschleißen, dafür aber das Öl beansprucht wird und gegebenenfalls Ölwechsel notwendig werden, um Rupfen zu vermeiden [10.19]. Wie bei einer Trockenkupplung ist auch bei der nasslaufenden Kupplung eine Drehschwingungsdämpfung erforderlich. Diese Drehschwingungsdämpfung kann durch einen Torsionsdämpfer, durch geregelten Schlupf oder eine Kombination aus Torsionsdämpfer und Schlupfbetrieb erreicht werden. Das übertragbare Drehmoment TK einer nasslaufenden Kupplung in Lamellenausführung lässt sich mit der Axialkraft Fax, dem Reibwert µ und der Anzahl der Reibflächen z berechnen zu TK = Fax rm µ z

mit rm =

2 ( ra3 − ri3 ) 3 (ra2 − ri2 )

(10.6) (10.7)

als mittlerem Reibradius rm aus äußerem und innerem Reibflächenradius ra und ri. In Abb. 10.13 ist eine nasslaufende Anfahrkupplung zu sehen, bei welcher die Reibung im Torsionsdämpfer 5 zusätzlich über den Kupplungsdruck verändert werden kann und dadurch speziell für Motoren mit hoher Drehungleichförmigkeit geeignet ist. Im Leerlauf sowie bei niedrigen Drehmomenten und Drehzahlen ist die Dämpfung hoch, unter höheren Drehmomenten bei hohen Drehzahlen ist die Dämpfung gering. Je nach verwendetem Verbrennungsmotor kann auch auf einen Dämpfer verzichtet werden, wodurch die Einheit noch kompakter gebaut werden kann. Durch die Regelbarkeit der nasslaufenden Anfahrkupplung können die drehschwingungskritischen niedrigen Drehzahlbereiche mit leichtem, geregeltem Schlupf durchfahren werden.

10.3 Doppelkupplungen

393

Abb. 10.13. Nasslaufende Anfahrkupplung mit variablem Drehschwingungsdämpfer (BorgWarner). 1 2 3 4 5 6 7

Außenlamellen; Innenlamellen; Außenlamellenträger; Innenlamellenträger; Torsionsdämpfer; Kolben; Öldichtes Gehäuse

Mit der nasslaufenden Anfahrkupplung ist ein Kriechen oder ein Halten des Fahrzeuges am Berg möglich. Die entstehenden Verlustleistungen können hierbei, vergleichbar einem hydrodynamischen Drehmomentwandler, über das Kühlöl abgeführt werden. Dazu sind jedoch relativ hohe Volumenströme erforderlich. Für Anfahrkupplungen mit öldichtem Gehäuse (wie in Abb. 10.13 dargestellt) sind verschiedene Konzepte möglich: • 2-Leitungs-Prinzip: ein Kanal für das Kupplungsdrucköl, aus welchem über geeignete Drosseln das Kühlöl abgezweigt wird sowie ein Kanal für die Kühlölrückführung, • 3-Leitungs-Prinzip: je ein Kanal für Kupplungsdrucköl, Kühlöl sowie Kühlölrückführung.

10.3 Doppelkupplungen Doppelkupplungen sind zwei unabhängig voneinander betätigte Kupplungen, die jeweils eines von zwei autarken Teilgetrieben eines Doppelkupplungsgetriebes bedienen und somit zugkraftunterbrechungsfreie Schaltungen ermöglichen. Es gelten die in Abschn. 10.1 und 10.2 dargestellten Grundlagen. Siehe auch die Abschn. 6.6.3 und 12.1.3 „Pkw-Doppelkupplungsgetriebe (DCT)“. Die Gänge werden im jeweils lastfreien Teilgetriebe vorgewählt. Der Wechsel der Gangstufen erfolgt unter voller Last – zugkraftunterbrechungsfrei – durch gesteuerte Drehmomentübergabe von der ersten Teilgetriebe-Kupplung zu der zweiten Kupplung des zweiten Teilgetriebes. Bei Doppelkupplungen unterscheidet man bezüglich ihrer Gestaltung • trockenlaufende Doppelkupplungen und • nasslaufende Doppelkupplungen.

394

10 Anfahrelemente

Diese Kupplungen können in Einscheiben- oder Mehrscheiben-(Lamellen-)Bauweise ausgeführt werden, wobei die Einscheiben-Bauweise vorwiegend bei trockenlaufenden Kupplungen und die Mehrscheiben-Bauweise bei nasslaufenden Kupplungen Anwendung findet. Trockenlaufende Doppelkupplungen kommen aufgrund geringerer Drehmomentübertragbarkeit in Klein- und KompaktklasseFahrzeugen zum Einsatz, während nasse, öldurchströmte Lamellen-Doppelkupplungen für Fahrzeuge mit höheren Drehmomenten eingesetzt werden. Die Doppelkupplungen können mechanisch (elektro-mechanisch bzw. elektrohydraulisch) oder direkt hydraulisch betätigt werden. In Bezug auf die Betätigung werden im Wesentlichen zwei Arten von Doppelkupplungen unterschieden: • Kupplungen, die bei Ausfall der Betätigungsenergie geschlossen sind (engl. „normally closed“): Betätigung wirkt gegen die Federkraft und • Kupplungen, die ohne Betätigungsenergie offen sind (engl. „normally open“).

Die Kupplungen, die bei Ausfall der Betätigungsenergie geschlossen sind, bieten zwar theoretisch das Potential eines geringfügig niedrigeren Kraftstoffverbrauchs, jedoch aus Sicherheitsgründen werden Kupplungen der Art „normally open“ üblicherweise bevorzugt. Bei Doppelkupplungen, die ohne Betätigungsenergie schließen, müsste im Fehlerfall sehr aufwendig ein Blockieren des Getriebes aufgrund einer gegenseitigen Verspannung der beiden Teilgetriebe des Doppelkupplungsgetriebes (vgl. Abschn. 6.6.3) verhindert werden. 1/ Trockenlaufende Doppelkupplungen

Trockenlaufende Doppelkupplungen werden in der Regel für geringere Motordrehmomente bis ca. 250 Nm in Einscheibenbauweise eingesetzt. Das Drehmoment wird über die Druckplatte und die Kupplungsscheibe zu der entsprechenden Getriebeeingangswelle übertragen. 2/ Nasslaufende Doppelkupplungen

Die nasslaufende Doppelkupplung ermöglicht gegenüber der trockenlaufenden Reibungskupplung wesentlich höhere Energieeinträge und wird bei Fahrzeugen mit höheren Drehmomenten ab ca. 250 Nm eingesetzt. Sie ist entweder direkt auf den Wellen gelagert oder auf einem mit dem Getriebegehäuse verbundenen Kupplungsträger. Bei der Anordnung der Lamellenpakete werden unterschieden: • radial geschachtelte (auch „konzentrisch“ genannte) und • axial gestaffelte (auch „parallel“ bezeichnete) Bauweise.

Für einen kurzen Bauraum eignet sich besonders die konzentrische Doppelkupplung, für einen kleinen Durchmesser die parallele Doppelkupplung. Abbildung 10.14 skizziert einen Auszug aus einer Vielzahl von möglichen Anordnungen, wobei die Kupplung hier auf einem feststehenden Kupplungsträger gelagert wird und die Kupplungen direkt hydraulisch betätigt werden.

10.3 Doppelkupplungen

395

Abb. 10.14. Schematische Anordnung der Lamellenpakete: a radial geschachtelt (konzentrisch); b und c axial gestaffelt (parallel). (Ausführungen nicht maßstäblich)

Da generell versucht wird, die auf den Getriebewellen zu synchronisierenden Massen gering zu halten, bietet wegen kleinerer Lamellenträger die Anordnung c) Vorteile gegenüber der Ausführung b). Die äußere Kupplung „A“ der konzentrischen Anordnung a) in Abb. 10.14 wird wegen ihrer höheren thermischen Leistungsfähigkeit als Anfahrkupplung bevorzugt und damit für die ungeraden Gänge. Die Anordnungen b) und c) ermöglichen es, den 1. Gang wahlweise auf die innere oder äußere Welle zu legen. In der konzentrischen Anordnung gelangt das Kühlöl zuerst durch die innere und hierauf durch die äußere Kupplung. Bei paralleler Anordnung kann das Kühlöl beiden Kupplungen getrennt zugeführt werden. Die Betätigung einer nasslaufenden Doppelkupplung kann elektro-mechanisch wie auch elektro-hydraulisch erfolgen. Die zur Betätigung und zur Kühlung der Kupplung benötigte Hydraulikeinheit besteht aus einer Pumpe zur Förderung des Kühlstromes und der Betätigung der Kupplung sowie einem Ventilblock zur Steuerung. Die Fliehkraftwirkung der Hydraulikflüssigkeit wird an den Kolben kompensiert, um Drehzahleinflüsse bei der Regelung zu minimieren, s. Abschn. 9.3.5 „Konstruktive Ausführung“. Diese Kompensationszylinderräume sind der Einfachheit halber in Abb. 10.14 nicht dargestellt. Um die Drehschwingungen zu reduzieren, ist üblicherweise ein Torsionsdämpfer erforderlich. Dieser wird idealerweise mit der nasslaufenden Doppelkupplung im Nassraum integriert. Der Torsionsdämpfer kann aber auch im Trockenraum zwischen Motor und Doppelkupplung angeordnet sein. In Abb. 10.15 ist die nasslaufende Doppelkupplung des Doppelkupplungsgetriebes DSG von Volkswagen in konzentrischer Bauweise in Lamellenausführung dargestellt. Die äußere der beiden Kupplungen (Kupplung K1 in Abb. 12.17) ist aus thermischen Gründen als Anfahrelement für den 1. Gang wie auch für den R-Gang dimensioniert. In den Gangstufen 3 und 5 wird diese Kupplung als Schaltkupplung eingesetzt. Die innere Lamellenkupplung (K2) dient als Schaltelement für die geraden Schaltvorgänge in den Gangstufen 2, 4 und 6.

396

10 Anfahrelemente

Abb. 10.15. Nasslaufende Doppelkupplung des Doppelkupplungsgetriebes DSG® von VW (BorgWarner). 1 Innenlamellenträger der äußeren Kupplung K1; 2 Außenlamellenträger der äußeren Kupplung K1; 3 Innenlamellenträger der inneren Kupplung K2; 4 Außenlamellenträger der inneren Kupplung K2; 5 Kolben; 6 Druckfeder; 7 Eingangsnabe; 8 Hauptnabe; 9 Dichtring; 10 Mitnehmerscheibe

Das Motordrehmoment von 350 Nm wird bei diesem Getriebe bei einem Ansteuerdruck von 10 bar über einen Zwei-Massen-Feder-Dämpfer und eine Steckverzahnung in die Eingangsnabe 7 der Kupplungseinheit geleitet. Ein Zwischenblech trennt dabei den trockenen vom nassen Kupplungsraum. Von dort aus gelangt es über Mitnehmerscheibe 10 in das Kupplungsgehäuse bzw. den Außenlamellenträger 2 der Kupplung K1 und weiter in die Hauptnabe 8 sowie den Außenlamellenträger 4 der Kupplung K2. Die Hauptnabe 8 der Kupplung wird über zwei Nadellager auf der äußeren Getriebeeingangswelle reibungsarm gelagert. Das Drehmoment fließt von den motorseitig angeordneten Stahllamellen auf den Innenlamellenträgern 1, 3 zugeordneten Reiblamellen und weiter auf die innere bzw. äußere Getriebeeingangswelle [10.23]. Die Betätigungskolben beider Kupplungen sind fliehölkompensiert und arbeiten gegen reibungsoptimierte Rückstellfedern. Das Drucköl zur Kupplungsbetätigung wird aus Ringkanälen über eine Drehdurchführungshülse mit axial verlaufenden Kanälen den Kolbenräumen zugeführt. Durch axial in der Hauptnabe verlaufende Kanäle wird die Doppelkupplung intensiv mit einem stufenlos einstellbaren Ölstrom versorgt. Ein im Kupplungsraum angeordneter Sensor überwacht die Temperatur des aus der Kupplung austretenden Schleuderöls und dient zur Steuerung der für die Kupplungsfunktionalität optimalen Kühlölmenge. Durch den im Bedarfsfall zur Verfügung stehenden Kühlölstrom von bis zu 20 l/min in Kombination mit einem hohen Wärmespeichervermögen der Doppelkupplung sind kurzzeitig Reibleistungen bis zu 70 kW induzierbar [10.23].

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler

397

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler Der Verbrennungsmotor weist eine Mindestdrehzahl auf. Zum Anfahren aus dem Fahrzeugstillstand muss die Drehzahllücke zwischen niedrigster Motorbetriebsdrehzahl und der stillstehenden Getriebeeingangswelle geschlossen werden. Der hydrodynamische Drehmomentwandler ist das Standard-Anfahrelement bei konventionellen Automatgetrieben. Er ist nicht nur ein Drehzahlwandler (Kupplung), sondern ein Drehzahl-/Drehmomentwandler (Getriebe). Nachfolgend steht der hydrodynamische Drehmomentwandler im Vordergrund. Die hydrodynamische Kupplung bzw. die hydrodynamische Strömungsbremse (Retarder) sind „reduzierte“ Wandler und gehorchen der gleichen Theorie. Im Gegensatz zu hydrostatischen Getrieben, die auf dem Prinzip der Verdrängung und Druckfortpflanzung beruhen, nutzen hydrodynamische Getriebe die Massenträgheit eines Fluidstroms. Die einzelnen Bestandteile eines solchen Getriebes sind Strömungsmaschinen, die einen geschlossenen Strömungskreislauf bilden. Dabei spielt eine Kreiselpumpe die Rolle der Arbeitsmaschine und eine Turbine die der Kraftmaschine. Die über die Antriebswelle eingeleitete mechanische Energie wird in der Pumpe in hydraulische Energie des Fluids und anschließend in der Turbine wieder in mechanische Energie gewandelt, die sich, abzüglich auftretender Verluste, an der Abtriebswelle abgreifen lässt, Abb. 10.16a. Der mit solch einer Anordnung erreichbare Wirkungsgrad ist aufgrund von Reibungsverlusten in den Rohrleitungen sowie durch Austrittsverluste recht gering. Die entscheidende Idee kam vom Ingenieur Hermann Föttinger, der Strömungsverluste weitgehend vermied, indem er Pumpenrad, Turbinenrad und ein Leitrad, welches das Reaktionsmoment aufnimmt, in einem Gehäuse vereinte. Außerdem reduzierten sich so Gewicht und Größe, Abb. 10.16b. Bei diesem, nach seinem Erfinder benannten, Föttinger-Getriebe handelt es sich um die letzte wirkliche Basisinnovation auf dem Fahrzeuggetriebesektor, s. hierzu auch Abschn. 1.2.5 „Entwicklung hydrodynamischer Wandler und Kupplungen“.

Abb. 10.16. a Schematische Darstellung einer hydrodynamischen Leistungsübertragung; b Die grundlegende Idee von H. Föttinger, in einem Gehäuse zusammengefasste Arbeitsund Kraftmaschine [10.28, 10.32]

398

10 Anfahrelemente

Im Folgenden sind die Vorteile der hydrodynamischen Getriebe dargestellt: • Lastabhängige, stufenlose Übersetzungsänderung: Anpassung der Übersetzung an die Belastung der Abtriebswelle. • Nahezu verschleißfrei: Kein Abrieb. • Elastische Verbindung zwischen Motor und Triebstrang: Schwingungen und Drehmomentstöße werden gedämpft, da An- und Abtrieb nicht formschlüssig verbunden sind. • Rückwirkungsfreie Auslegung möglich: Kein Abwürgen des Motors.

Dem stehen als Nachteile gegenüber: • Schlechter Wirkungsgrad in weiten Betriebsbereichen: Nachgeschaltetes Getriebe erforderlich. • Hoher Bauaufwand bei nachfolgendem Getriebe: Das Getriebe muss lastschaltbar sein (konventionelle Automatgetriebe, CVT) oder eine zusätzliche Schaltkupplung haben (Wandlerschaltkupplungsgetriebe). 10.4.1 Grundlagen

Eine hydrodynamische Kupplung mit den zwei Hauptbestandteilen Pumpenrad und Turbinenrad lässt keine Drehmomentwandlung zu, da kein Moment am Gehäuse abgestützt werden kann. Ein hydrodynamischer Drehmomentwandler besitzt daher als Abstützelement zusätzlich mindestens ein Leitrad, Abb. 10.17. Als Arbeitsflüssigkeit wird ATF-Öl verwendet (Automatic Transmission Fluid). Betrachtet man einen Stromfaden, so durchläuft er nacheinander Pumpe, Turbine und das feststehende Leitrad. Dabei folgt er, vorausgesetzt die Schaufeln stehen beliebig eng zusammen, der jeweiligen Schaufelkontur.

Abb. 10.17. a Komponenten eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers [10.8]. 1 Pumpenrad; 2 Turbinenrad; 3 Leitrad; 4 Hohlwelle für Leitradabstützung am Gehäuse; 5 Gehäuse, feststehend; 6 Pumpenradhohlwelle für Antrieb Getriebeölpumpe; 7 Wandlerdeckel, verbunden mit dem Pumpenrad; 8 Leitradfreilauf; 9 Turbinenwelle (Getriebeeingang); b Strömungsverlauf

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler

399

Abb. 10.18. Strömungskreislauf im Wandler mit Strömungsgeschwindigkeiten bei stoßfreier Strömung [10.32]

In Abb. 10.18 werden die zugehörigen Geschwindigkeiten am Ein- und Austritt der Schaufeln aufgezeigt. Dabei wird der Betrieb des Wandlers im Optimalpunkt M (Abb. 10.20) betrachtet, d.h. das Fluid erfährt bei diesem Betriebszustand keine Stoßverluste, da es immer tangential auf die nächste Schaufel auftrifft. Nach Gl. (2.7) gilt für den gesamten Wandler das Momentengleichgewicht

TP + TT + TL = 0 .

(10.8)

Die Einzelmomente lassen sich nach der Eulerschen Turbinengleichung bestimmen T = Q ρ ∆(r cu ) .

(10.9)

Sie hängen also vom Volumenstrom Q, der Fluiddichte ρ und der Dralldifferenz ∆(r cu) zwischen Ein- und Austritt der Schaufel ab. Der Drall ist das Produkt aus dem Radius r und der Umfangskomponente cu der Absolutgeschwindigkeit c

∆(r cu ) = ra cu, a − re cu, e .

(10.10)

Da es sich um ein geschlossenes System handelt, bei dem der Fluidstrom nacheinander alle Räder durchläuft und somit überall der gleiche Massenstrom vorliegt, ergibt sich zusammen mit dem Momentengleichgewicht die Drallbilanz Σ ∆(r cu) = 0. Mit der Leistung eines Rads P = T ω folgt aus der Tatsache, dass das Leitrad feststeht, die Leistungsbilanz

∑ P = PP + PT + ∑ PV = 0 .

(10.11)

Die Leistungsverluste PV setzen sich aus Reibungs-, Stoß-, Ventilations- und Spaltverlusten zusammen. Der Wirkungsgrad ηW eines Wandlers ergibt sich in Anlehnung an Gl. (10.1a) zu

400

10 Anfahrelemente

ηW =

PT TT ωT = = µ ν, PP TP ωP

(10.12)

mit dem Momentenverhältnis nach Gl. (4.3) µ = TT / TP und dem Drehzahlverhältnis nach Gl. (4.2) ν = ωT / ωP. Wandler werden nach hydraulischen Modellgesetzen unter Zuhilfenahme von im Versuch ermittelten Kennwerten ausgelegt. Für die Betrachtung von Modellen müssen die zwei folgenden Voraussetzungen erfüllt sein: • Geometrische Ähnlichkeit: Gleicher Längenmaßstab m für alle strömungstechnisch relevanten Teile, hier als Verhältnis der Profildurchmesser von Modell DM und Original D angegeben m=

D . DM

(10.13)

• Kinematische Ähnlichkeit: Einander entsprechende Geschwindigkeiten von Original und Modell müssen im gleichen Verhältnis stehen, das heißt die Geschwindigkeitsdreiecke müssen ähnlich sein. Mit den Bezeichnungen aus Abb. 10.18 gilt c w u = = . cM wM uM

(10.14)

Mit der Umfangsgeschwindigkeit u = ω D/2 wird der Geschwindigkeitsmaßstab mv zu mv =

u ωD ω = =m . uM ωM DM ωM

(10.15)

Für den Maßstab mDrall des Dralls ergibt sich mit Gl. (10.15) mDrall =

∆(r cu ) ω = m2 . ∆( r cu ) M ωM

(10.16)

Der Volumenstrom Q, laut Kontinuitätsgleichung gleich dem Produkt aus Geschwindigkeit und Fläche, ist dem Produkt aus Geschwindigkeitsmaßstab, Gl. (10.15), und Flächenmaßstab, Gl. (10.13), proportional mQ =

ω D3 Q = mv m 2 = . 3 QM ωM DM

(10.17)

Für die Leistung gilt mit Gleichung (10.9) P = T ω = Q ρ ∆ ( r cu ) ω .

(10.18)

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler

401

Durch Einsetzen von (10.15), (10.16) und (10.17) in (10.18) folgt P ρ ω3 D 5 = 3 5 PM ρM ωM DM

oder einfach

P ~ ρ ω3 D 5 .

(10.19)

Für das Drehmoment folgt mit T = P / ω T ρ ω2 D5 = 2 5 TM ρM ωM DM

und entsprechend T ~ ρ ω2 D 5 .

(10.20)

Mit dem Proportionalitätsfaktor λ ergibt sich das Ähnlichkeitsgesetz TP = λ ρ ωP2 D 5 .

(10.21)

Dabei ist λ eine Funktion des Drehzahlverhältnisses ν und wird als Leistungsziffer bezeichnet. Sie kann zum Vergleich verschiedener Wandler herangezogen werden. Die Dichte von ATF-Ölen beträgt ρ = 800–900 kg/m3. 10.4.2 Hydrodynamische Kupplungen und ihre Kennlinien

Hydrodynamische Kupplungen enthalten nur die Elemente Turbinenrad und Pumpenrad, das feststehende Leitrad als Reaktionsglied entfällt. Da so kein Reaktionsmoment aufgenommen werden kann, lässt sich auch das Drehmoment nicht wandeln. Es wird nur die Drehzahl gewandelt. Nur bei Drehzahldifferenz zwischen Pumpenrad und Turbinenrad kann ein Moment übertragen werden, indem durch unterschiedliche Fliehkräfte eine Druckdifferenz zustande kommt. Dadurch wird das Betriebsfluid umgewälzt, ein Impulsaustausch zwischen beiden Rädern wird ermöglicht. Die Drehzahldifferenz im Verhältnis zur Pumpendrehzahl wird als Schlupf S bezeichnet, s. hierzu auch Gl. (10.3) S=

ωP − ωT ω =1− T =1− ν . ωP ωP

(10.22)

Im Bereich sehr kleinen Schlupfs, bei dem das übertragene Moment gegen Null geht, lässt sich die äußere Luftreibung gegenüber dem übertragenen Moment nicht mehr vernachlässigen. Das wirkt sich auf den Wirkungsgradverlauf aus, der für sehr kleine S, das heißt für ν gegen 1, steil auf Null abfällt. Bei einem üblichen Restschlupf für hydrodynamische Kupplungen (und Wandler) von S = 2...4 % wird dieser Bereich im normalen Betrieb nicht erreicht. Durch Einsetzen von Gleichung (10.22) in (10.12) ergibt sich η=

TT ωT TT ωT TT = = (1 − S ) . TP ωP (TT + TReib ) ωP (TT + TReib )

(10.23)

402

10 Anfahrelemente

Abb. 10.19. Kupplungskennlinien am Beispiel einer Nkw-Kupplung. a Dimensionsbehaftet; b dimensionslos

In Abb. 10.19 sind die charakteristischen Kennlinien einer hydrodynamischen Kupplung für eine konstante Pumpenversuchsdrehzahl nPV dargestellt. Rechts die dimensionslose Darstellung, die den Vergleich verschiedener Kupplungen erleichtert. Der Verlauf der Leistungsziffer λ als Funktion des Schlupfs S = 1 – ν lässt sich durch die konstruktive Gestaltung der Schaufelgeometrie und des Strömungskreislaufs sowie durch eine Veränderung des Füllungsgrads beeinflussen. Das Ziel ist dabei meist, das übertragene Moment bei stillstehendem Abtrieb zu begrenzen und so ein Abwürgen des Motors im Leerlauf und beim Anfahren zu vermeiden. Einen Sonderfall der hydrodynamischen Kupplung stellt der hydrodynamische Retarder dar. Das Turbinenrad ist hier meist ein Teil des Gehäuses und steht still, die Kupplung wird also nur im Anfahrpunkt A betrieben, s. Abb. 10.20. Das übertragene Moment und damit die Bremswirkung ist stark drehzahlabhängig und kann durch den Füllungsgrad und durch zusätzliche Blenden gesteuert werden, s. Abschn. 11.6 „Fahrzeugdauerbremsen“.

Abb. 10.20. Kennlinien eines Wandlers. a Dimensionsbehaftet; b dimensionslos

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler

403

10.4.3 Hydrodynamische Wandler und ihre Kennlinien

Der Wandler kann durch das feststehende Leitrad ein Reaktionsmoment aufnehmen und so das Eingangsdrehmoment wandeln. Daher verläuft sein Wirkungsgrad bei Drehzahlverhältnissen unter ν = 0,7...0,8 (je nach Wandlertyp) günstiger als bei der Kupplung. Aufgetragen über dem Drehzahlverhältnis fällt das Turbinenmoment in erster Näherung vom Anfahrmoment mit der Anfahrwandlung µA linear auf TT = 0 bei Drehzahlverhältnissen in der Gegend von ν = 1. Bei konstanter Eingangsleistung führt das zu einem parabelförmigen Verlauf der Abtriebsleistung und damit des Wirkungsgrads, Abb. 10.20. Darin sind die folgenden ausgeprägten Betriebspunkte gekennzeichnet: Anfahrpunkt (Festbremspunkt), die Turbine steht still, die Anfahrwandlung beträgt, M Optimalpunkt (Konstruktionspunkt) mit maximalem Wirkungsgrad, K Kupplungspunkt, TP = TT, TL = 0, D Durchgangspunkt, die Turbine ist unbelastet, TT = 0. A

Im Konstruktionspunkt, dem Optimalpunkt des Wirkungsgrads, strömt das Fluid stoßfrei vom einen Rad zum nächsten. Der Verlauf der Wandler-Leistungsziffer λ(ν) lässt sich durch die Anordnung und konstruktive Gestaltung der Räder beeinflussen. Bei der einfachsten Anordnung, das Leitrad liegt vor der Pumpe und die Turbine ist einteilig ausgeführt, bleibt λ annähernd konstant, der Motor wird also unabhängig von der Abtriebsdrehzahl gleichmäßig belastet, Abb. 10.21a. Für den Antrieb von Kraftfahrzeugen kann es jedoch günstiger sein, wenn λ mit steigender Turbinendrehzahl abfällt und die Motordrehzahl bei niedriger Turbinendrehzahl durch ein größeres Moment gedrückt wird, da der Motor so zur Drehzahlwandlung mit beiträgt. Außerdem gibt diese Drehzahldrückung dem Fahrer mehr Gefühl für den Beschleunigungsvorgang, da mit steigender Fahrgeschwindigkeit (Turbinendrehzahl) auch die Pumpen- bzw. Motordrehzahl steigt, s. dazu auch Abb. 10.23.

Abb. 10.21. Beeinflussung der Wandlerkennlinien. a Einstufig; b dreistufig mit Drehzahldrückung; c dreistufig ohne Drehzahldrückung; d Auswirkung der Drehzahldrückung [10.32]

404

10 Anfahrelemente

Abb. 10.22. Kennlinien eines Trilok-Wandlers. a Dimensionsbehaftet; b dimensionslos

Dieser fallende Verlauf der λ-Kennlinie lässt sich durch die Anordnung einer Turbine in Strömungsrichtung direkt vor der Pumpe erzielen. Um trotzdem die hohe Austrittsgeschwindigkeit aus der Pumpe zu nutzen und damit einen guten Wirkungsgrad zu erreichen, kann die Turbine mehrstufig ausgeführt werden. Dadurch wird im Besonderen die Anfahrwandlung stark erhöht, Abb. 10.21b. Wenn bei mehrstufiger Ausführung der Turbine wieder ein Leitrad vor der Pumpe vorgesehen wird, so lässt sich der Wert von λ steigern, der Verlauf bleibt aber wie bei Abb. 10.21a über den ganzen Bereich weitgehend konstant, Abb. 10.21c. Trilok-Wandler

Um den abfallenden Zweig der Wandlerwirkungsgradparabel zu vermeiden, lassen sich die Vorteile von hydrodynamischer Kupplung und hydrodynamischem Wandler verbinden. In der ersten Phase bis zum Kupplungspunkt K, in dem das Reaktionsmoment TL zu Null wird, wirkt der Wandler. Danach löst sich in der zweiten Phase das Leitrad über einen Freilauf vom Gehäuse. Da sich das Leitrad jetzt frei mitdreht, nimmt es kein Reaktionsmoment mehr auf. Es ergibt sich die für Kupplungen typische Ursprungsgerade des Wirkungsgrads, Abb. 10.22. Ein solcher einstufiger Zweiphasen-Wandler wird nach seinen Entwicklern, der TRILOK-Forschergemeinschaft, Trilok-Wandler genannt. Durch seinen hohen Wirkungsgrad bei einfacher Bauweise ist er für Fahrzeuggetriebe besonders interessant. So werden z.B. in Pkw ausschließlich Trilok-Wandler mit zentripetal durchströmter Turbine verwendet. 10.4.4 Zusammenarbeit Motor und hydrodynamischer Wandler

Da bei einem hydrodynamischen Drehmomentwandler ohne Drehzahldrückung die Momentaufnahme des Pumpenrads von der Turbinendrehzahl unabhängig ist, ergibt sich im Motorkennfeld nur eine Parabel nach Gl. (10.21) mit λ = konst. als Betriebslinie.

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler

405

Abb. 10.23. Drei Wandler mit unterschiedlicher λ-Charakteristik. Wandler 1, 2 mit konstanter Leistungsziffer λ = konst. ⇒ Betriebslinie; Wandler 3 mit Drehzahldrückung λ ≠ konst. ⇒ Betriebsfeld. a Motorkennfeld; b maximale Leistungsaufnahme; c Wirkungsgrad

In Abb. 10.23 sind drei verschiedene einphasige Drehmomentwandler eingezeichnet. Der Durchmesser des Wandlers 1 ist so ausgelegt, dass sich seine Betriebslinie im Punkt der Nennleistung mit der Volllastkennlinie des Motors schneidet. Beim Wandler 2 wurde der Durchmesser so gewählt, dass stets das maximale Motormoment zur Verfügung steht. Diese beiden Wandler seien geometrisch ähnlich. D1 = 5

TN λρ

ωN2

, D2 = 5

Tmax 2 λ ρ ωT, max

, D1 < D2 .

(10.24)

Der dritte Wandler ist durch einen fallenden Verlauf der Leistungsziffer λ(ν) gekennzeichnet, also eine Ausführung mit Drehzahldrückung. Im Motorkennfeld wird die Betriebslinie deshalb zu einem Betriebsfeld erweitert, das sich von der linken Betriebslinie für ν = 0 bis zur rechten für ν = 1 erstreckt. Bei Wandler 2 und 3 ergeben sich keine Schnittpunkte mit der Nennleistung des Motors. Verdeutlicht wird dies durch Abb. 10.23b, wo die aufgenommene Leistung über der Turbinendrehzahl aufgetragen ist. Während sich Wandler 3 durch die Drehzahldrückung mit steigender Turbinendrehzahl der Nennleistung noch auf 95 % nähert, nimmt Wandler 2 maximal 85 % der Nennleistung auf. Auf die Höhe des maximalen Wirkungsgrads des Wandlers hat dies keinen Einfluss. Während das Wirkungsgradmaximum des ersten Wandlers bei einem Drehzahlverhältnis von ca. ν = 0,75 liegt, verschiebt es sich beim Wandler 2 in Richtung kleinerer Drehzahlverhältnisse. Der Wandler 3 mit einem breiten Bereich hohen Wirkungsgrads liegt dazwischen. Bei hohen Drehzahlverhältnissen lässt sich der Wirkungsgrad durch den Einsatz eines zweiphasigen Trilok-Wandlers verbessern. In Abb. 10.24a ist wieder der oben erwähnte Wandler 3 mit Drehzahldrückung, nun jedoch als Zweiphasen-Wandler, eingezeichnet. Im Kupplungspunkt (νK = 0,75) löst sich das Leitrad durch einen Freilauf, der Wandler arbeitet als Kupplung.

406

10 Anfahrelemente

Abb. 10.24. Die Wandler nach Abb. 10.23 in Trilok-Ausführung. a Motorbetriebsfeld mit Wandler 3; b maximale Leistungsaufnahme; c Wirkungsgrad

Für diesen Bereich ergibt sich das erweiterte Betriebsfeld. Die maximal aufgenommene Leistung für die oben aufgeführten drei Wandler in einer Ausführung in Trilok-Bauweise zeigt Abb. 10.24b. Der Wirkungsgradverlauf dieser drei Trilok-Wandler ist in Abb. 10.24c dargestellt. Der dritte Wandler zeigt hier die Vorzüge eines hohen Anfahrmoments und eines breiten Bereichs mit hohem Wirkungsgrad bei mittleren ν-Werten. Da der Betrieb bei niedrigen Drehzahlverhältnissen praktisch nur beim Anfahren vorkommt, ist sein Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch ohnehin von untergeordneter Bedeutung. In Abb. 10.25a sind die drei Trilok-Wandler im Turbinenkennfeld eingezeichnet. Durch die Drehmomentwandlung nähern sie sich recht gut an die Hyperbel maximaler Leistung an. Trotzdem kann auf ein nachgeschaltetes Getriebe nicht verzichtet werden. Um eine Beziehung zum Kraftstoffverbrauch herzustellen, ist in Abb. 10.25b noch einmal Wandler 3 im Turbinenkennfeld dargestellt. Mit eingezeichnet sind die Linien konstanten normierten spezifischen Kraftstoffverbrauchs.

Abb. 10.25. Die drei Trilok-Wandler nach Abb. 10.24. a Im Turbinenkennfeld; b Trilok-Wandler 3 im Verbrauchskennfeld

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler

407

Abb. 10.26. Einfluss des Wandlerdurchmessers. a Primärkennfeld; b Kraftstoffverbrauch

Um den Einfluss der „Wandlerhärte“ auf den Kraftstoffverbrauch aufzuzeigen, sind in Abb. 10.26a im Motorkennfeld eines 55-kW-Pkw drei verschiedene Ausführungen eines Wandlers dargestellt. Ausgehend von einem Standardwandler wurde der Durchmesser um 8,5 % verkleinert, es entsteht ein „weicher“ Wandler, der nach Gl. (10.26) bei der gleichen Motordrehzahl nur 64 % des Pumpenmoments des Standardwandlers aufnimmt. Das Betriebsfeld zwischen ν = 0 und ν = 0,96 liegt flacher im Primärkennfeld. Ein „harter“ Wandler entsteht beispielsweise durch Vergrößerung des Durchmessers des Ausgangswandlers. So nimmt z.B. ein Wandler mit einem gegenüber dem Standardwandler um 8,5 % vergrößerten Durchmesser nach Gl. (10.21) bei gleicher Pumpendrehzahl das 1,5fache Moment des Standardwandlers auf: TP ~ D5. Da es sich um Trilok-Wandler mit Drehzahldrückung handelt, ergeben sich drei Betriebsbereiche, von denen in Abb. 10.26a nur jeweils zwei Pumpenparabeln TP(ν) für ν = 0 und ν = 0,96 eingezeichnet sind. Die Motorbetriebspunkte werden also beim harten Wandler zu niedrigeren, beim weichen Wandler zu höheren Motordrehzahlen hin verschoben. Eine Simulationsrechnung [10.12] für die drei Wandler in einem MittelklassePkw mit konventionellem Automatgetriebe ohne Wandlerüberbrückung für verschiedene Fahrstrecken ergibt die in Abb. 10.26b dargestellten Verbräuche. Die Zusammenarbeit zwischen Motor und weichem Wandler führt unter Volllast bei gleichem Wandlerschlupf zu Betriebspunkten mit höherer Motorleistung, sofern die Wandlerparabeln die Motor-Volllastkurve vor der Maximaldrehzahl schneiden. Dem Fahrzeug steht somit auch eine höhere Antriebsleistung zur Verfügung. Dies wirkt sich in den Beschleunigungswerten aus. Schneiden dagegen die Wandlerparabeln bei großen ν-Werten bedingt durch die begrenzte Motordrehzahl nicht mehr die Motor-Volllastkurve, so kehren sich die Verhältnisse um. Der härtere Wandler verschiebt die Motorbetriebspunkte zu niederen Motordrehzahlen und bietet somit die Möglichkeit, den Kraftstoffverbrauch zu senken.

408

10 Anfahrelemente

Abb. 10.27. a Wandler mit D = 370 mm; b Wandlerversuchsdiagramm bei nPV = 1600 1/min; νK = 0,88

Wandlerversuchsdiagramm, Zusammenarbeit Motor/Trilok-Wandler

Die Berechnung von Motorbetriebspunkten und Zugkraftangebot eines Triebstrangs mit hydrodynamischer Kupplung oder Wandler basiert auf dem Wandlerversuchsdiagramm, Abb. 10.27. Siehe hierfür auch Abschn. 5.1.4 „Stufengetriebe mit Drehmomentwandler“ sowie Abb. 5.7 und 5.8. Während in Abschn. 5.1.4 ein Pkw-Wandler beispielhaft gerechnet wurde, wird hier nun ein Nkw-Wandler mit einem Profildurchmesser von 370 mm eingesetzt, Abb. 10.27a. Der Wandler soll in einem Nkw mit einem 150 kW-Dieselmotor eingesetzt werden. In Prüfstandsversuchen mit variiertem Drehzahlverhältnis ν und konstanter Pumpenversuchsdrehzahl n PV = 1600 1/min wurden Kennwerte des Wandlers, das Wandlerversuchsdiagramm, aufgenommen, Abb. 10.27b. Für einige Betriebspunkte sind die dabei ermittelten Werte für das Pumpenmoment TP und die Drehmomentwandlung µ in Tabelle 10.3 aufgeführt. Um die Berechnung zu erleichtern, wird statt der Leistungsziffer λ(ν) der Faktor k(ν) verwendet, der die Dichte des Öls und den Wandlerdurchmesser schon beinhaltet. Mit k (ν ) =

TPV 2 nPV

(10.25)

ergeben sich die Pumpenparabeln (Wandlerparabeln) im Primärkennfeld zu

TP = k (ν) nP2

(10.26)

Die nach Gl. (10.25) errechneten Werte für den Faktor k(ν) zeigen, dass im Beispiel ein Wandler mit Drehzahldrückung vorliegt. Aus diesen Angaben lassen sich nun die Pumpenparabeln nach Gl. (10.26) für verschiedene Drehzahlverhältnisse in das Pumpenkennfeld einzeichnen. Zusammen mit der Volllastkennlinie des Motors ergibt sich das Primärkennfeld, Abb. 10.28a.

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler

409

Tabelle 10.3. Daten der Pumpenseite aus dem Wandlerversuchsdiagramm und Umrechnung für Volllast auf die Turbinenseite Messreihe Nr.

Versuchsdaten Pumpenseite

Wandlerparabeln berechnen Schnitt Wandlerparabeln – Volllastlinie

Umrechnung auf Turbinenseite

1

2

3

4

5

6

7

nPV [1/min]

1600

1600

1600

1600

1600

1600

1600

ν

0,00

0,10

0,40

0,60

0,80

0,88

0,94

µ

2,73

2,49

1,74

1,35

1,023 0,997 0,997

TPV [Nm]

672

690

669

585

k(ν) [10-6 Nm min2] TP [Nm]

427

301

262,5 269,5 261,3 228,5 166,8 117,6

185 72,3

710

715

710

705

680

625

550

nP [1/min]

1640

1630

1650

1770

2020

2300

2760

TT = µ TP [Nm]

1938

1780

1235

952

696

623

548

nT = ν nP [1/min]

0

163

660

1062

1616

2024

2594

Die Schnittpunkte der Motorkennlinie mit den Pumpenparabeln stellen mögliche Volllast-Betriebspunkte dar. Die diesen Punkten zugehörigen Pumpenmomente und Drehzahlen werden abgelesen und in Tabelle 10.3 eingetragen. Um auf das Sekundärkennfeld zu schließen, müssen noch die Turbinendrehzahlen und die zugehörigen Momente nach Gl. (4.2) und (4.3) aus dem Momentenverhältnis µ und dem Drehzahlverhältnis ν errechnet werden. Abb. 10.28b zeigt das so gewonnene Turbinenkennfeld, s. auch Abschn. 5.1.4.

Abb. 10.28. a Primärkennfeld; b Turbinenkennfeld (Sekundärkennfeld)

410

10 Anfahrelemente

Abb. 10.29. Handrechenalgorithmus zur Wandlerberechnung

10.4.5 Praktische Auslegung von hydrodynamischen Wandlern

In Abb. 10.29 wird ein Handrechenalgorithmus gezeigt, der auf dem vorhergehenden Beispiel aufbauend die grobe Auslegung eines Drehmomentwandlers verdeutlicht. 10.4.6 Konstruktive Ausführungen

Die Anforderungen, die an hydrodynamische Drehmomentwandler gestellt werden, führen zu Zielkonflikten, Tabelle 10.4. Abbildung 10.30 zeigt die ausgeführte Konstruktion eines Trilok-PkwWandlers in Blechbauweise mit einem Profildurchmesser von D = 280 mm und benennt die wesentlichen Komponenten. Der Wandler ist mit einer Überbrückungskupplung ausgerüstet, die zwei Reibflächen aufweist. Auf Details zu Überbrückungskupplungen wird in Abschn. 10.4.7 „Konstruktionsprinzipien zur Wirkungsgradverbesserung“ eingegangen.

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler

411

Tabelle 10.4. Anforderungen an hydrodynamische Drehmomentwandler [10.35] Optimierung

Fahrleistung

Verbrauch

Komfort

Forderung

• Zugkraft erhöhen • Trägheitsmoment reduzieren • Kein Schlupf bei vmax

• Schlupffreier Betrieb • Hoher Wirkungsgrad bei hydraulischem Betrieb

• Optimale Schwingungsdämpfung • Reduzierte Motordrehzahlen

Lösungsansatz

• Weiche Wandlerkennung • Hohe Anfahrübersetzung • WK geschlossen bei vmax

• Harte Wandlerkennung • Hoher Fahranteil mit geschlossener WK

• Harte Wandlerkennung • Hoher Fahranteil mit offener WK

Der Trilok-Wandler weist gerade Pumpenschaufeln und gebogene Turbinenschaufeln auf. Zur Unterdrückung von Resonanzerscheinungen sind die Schaufelzahlen der einzelnen Räder oft unterschiedlich. Das Leitrad ist gegossen. Die Blechkonstruktion erlaubt eine kostengünstige Bauweise bei geringen Massenträgheitsmomenten. Sie erfordert hinsichtlich der gelöteten Schaufeln und geschweißten Schalen ein hohes Maß an Produktions-Know-How. Bei Getrieben für Sonderund Schwerfahrzeuge sind auch Wandler mit gegossenen Pumpen- und Turbinenrädern zu finden.

Abb. 10.30. Komponenten eines Trilok-Pkw-Wandlers in Blechbauweise (ZF Sachs)

412

10 Anfahrelemente

Abb. 10.31. Trilok-Wandler in Blechbauweise

Das Öl im Wandler wird mit einem Fülldruck beaufschlagt, um Luftblasen und Kavitation zu vermeiden. Der Überdruck wird dabei mit einem Ventil auf einem Mindestwert von ein bis zwei bar gehalten. Bei höheren Drehzahlen spielt zusätzlich der durch Zentrifugalkräfte erzeugte Druck eine Rolle, der den Druck in PkwWandlern auf eine Größenordnung von 6 bar ansteigen lässt. Dieser Druck steigt mit der Pumpendrehzahl und ist auch von der Turbinendrehzahl und damit der Last abhängig. Er nimmt bei gleicher Drehzahl von Pumpe und Turbine, d.h. bei geschlossener Überbrückungskupplung, den höchsten Wert an. Bei der Konstruktion sind die Schnittstellen zum Wandler so zu gestalten, dass auch bei maximaler Wandler-Blähung die Funktionen nicht beeinträchtigt werden. Die Pumpennabe in Abb. 10.30 dient zum Antrieb der Ölpumpe und als Lauffläche einer Radialwellendichtung. In den meisten Konstruktionen ist das Pumpenrad mit einem schalenförmigen Deckel verbunden, der die anderen Wandler-Schaufelräder umschließt und so ein umlaufendes Gehäuse bildet. Axialkräfte auf die Wellen, die durch den Innendruck verursacht werden, lassen sich so weitgehend kompensieren, s. Abb. 10.30 und Abb. 10.31. Die Teile, die das Wandlergehäuse bilden (v.a. die Pumpe), können zur besseren Wärmeabfuhr mit Kühlblechen versehen werden, die zusätzlich eine Versteifung darstellen und dem Aufblähen durch den Innendruck entgegenwirken. Am Wandlerdeckel wird die Flexplate als axial weiche Verbindung zwischen Motor und Getriebe angeschraubt. Häufig wird hier auch der Anlasserzahnkranz sowie das Triggerrad für die Bestimmung des Kurbelwinkels des Motors angebracht. In Pkw-Anwendungen ist der Wandler im Allgemeinen fliegend gelagert. Er ist erst nach dem Anflanschen des Getriebes an den Motor, durch die Aufnahme des Führungszapfens in der Kurbelwelle, der Funktion gemäß gelagert. Bis dahin ist zur Fixierung des Wandlers während des Getriebetransports ein Wandlerhaltebügel erforderlich. Bei dem in Abb. 10.32 dargestellten Nkw-Wandler mit einem Profildurchmesser von D = 400 mm handelt es sich ebenfalls um eine Trilok-Konstrukion. Sie ist zusätzlich zur Überbrückungskupplung noch mit einem Schubfreilauf F1 ausgerüstet, der im Schubbetrieb fasst und das Ausnützen des Motorbremsmoments ermöglicht. Mit dem Schubfreilauf ist die Pumpen- und damit die Motordrehzahl im Schubbetrieb gleich der Turbinendrehzahl.

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler

413

Abb. 10.32. Nkw-Trilok-Wandler mit Überbrückungskupplung und Schubfreilauf

Auch hier ist der Wandler in Blechbauweise gefertigt. Die Schalen, Innenringe und Schaufeln bestehen aus tiefgezogenem Stahlblech. Schlitze und Sicken in Schalen und Innenringen bestimmen die Lage der mit Lappen versehenen Schaufeln. Beim Fügen werden die Lappen umgebogen und die Einzelteile mit einem Elektronenstrahl öldicht verschweißt. Deckel und Leitrad werden aus Leichtmetall-Druckguss gefertigt. Das Leitrad ist mit zwei Kugellagern gelagert und stützt sich über einen Klemmrollenfreilauf an einer Nabe ab. An der Abtriebsseite ist die Pumpenschale über eine Nabe in einem Schrägkugellager gelagert. Die Nabe trägt zusätzlich noch eine Außenverzahnung für den Antrieb von motorabhängigen Nebenabtrieben (Abb. 6.78) sowie der Ölpumpe. Während der in Abb. 10.30 gezeigte Wandler ein so genannter 2-LeitungsWandler ist, handelt es sich in Abb. 10.32 um einen 3-Leitungs-Wandler. Die Wandlerüberbrückungskupplung ist hier als eigenständige, mit Drucköl versorgte Lamellenkupplung ausgeführt. In Abschn. 10.4.7 werden die Prinzipien von 2und 3-Leitungs-Wandlern erläutert. Bei der Entwicklung von Drehmomentwandlern wird durch Simulation, Modellbetrachtungen und Tests das optimale hydrodynamische Kreislaufkonzept ermittelt. Der Meridianquerschnitt hat neben der Schaufelgeometrie einen Einfluss auf die Kennwerte des Wandlers, Abb. 10.33. Der Wirkungsgrad im relevanten Betriebsgebiet steht dabei im Vordergrund. Den Randbedingungen der Einbausituation sowie Forderungen nach geringem Trägheitsmoment und damit Fahrdynamik ist Rechnung zu tragen. Die Frage, ob Zusatzfunktionen integriert werden müssen, wie z.B. ein Torsionsdämpfer oder ein Startergenerator, ist ebenfalls zu berücksichtigen. Der hydraulische Wirkungsgrad des Wandlers im Kupplungspunkt ist relevant trotz WK, da zur Erhöhung der Fahrdynamik im Volllastbereich der Wandler geöffnet und die Wandlerüberhöhung genutzt wird. Die gezielte Anpassung der Drehmomentaufnahme des Wandlers an die dynamische Motorcharakteristik moderner Otto- und Dieselmotoren führt zu einer guten Anbindung des Motors an den Triebstrang [10.16, 10.22].

414

10 Anfahrelemente

Abb. 10.33. Einfluss des Meridianquerschnitts auf hydrodynamische Eigenschaften, Bauraum und Trägheitsmoment [10.35]

10.4.7 Konstruktionsprinzipien zur Wirkungsgradverbesserung

Zur Erhöhung des Wirkungsgrads von Getrieben mit hydrodynamischem Drehmomentwandler bieten sich zwei Möglichkeiten an:

• Erhöhung des Wandlerwirkungsgrads (hydraulische Eigenschaften) und • komplettes oder teilweises Umgehen des verlustbehafteten Wandlers in bestimmten Fahrbereichen. 1/ Wandlerüberbrückungskupplung WK

Eine Möglichkeit, die Verluste des Wandlers zu reduzieren, besteht darin, den Wandler ab einem bestimmten Drehzahlverhältnis durch eine Kupplung zu überbrücken. 1.1/ Konstruktiver Aufbau

Abbildung 10.30 zeigt die Komponenten einer Wandlerüberbrückungskupplung (WK). Siehe auch Abschn. 5.1.4. Die Anforderungen an die WK bezüglich Kraftstoffverbrauchs, Schaltqualität, Schwingungsentkoppelung und Fahrdynamik sind vielfältig. Moderne Systeme mit geregelter Wandlerüberbrückungskupplung (GWK) werden bereits im ersten Gang geschaltet und in sämtlichen Gängen schlupfgeregelt betrieben, Abb. 10.34. Das bedingt aufwändige Ansteuerungs- und Regelkonzepte [10.18]. So gehört zu einer leistungsfähigen GWK-Steuerung auch ein in der Software hinterlegtes Temperaturmodell. Konstruktiv sind Maßnahmen im Hinblick auf die thermische Beanspruchung bzw. Kühlung sowie die Schwingungsentkoppelung zu ergreifen.

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler

415

Abb. 10.34. Betriebsbereiche einer geregelten Wandlerüberbrückungskupplung

Die Forderung, ein Öffnen und Schließen der GWK eines Pkw auch bei höheren Differenzdrehzahlen (mit bis zu 4 kW Reibleistung während des Einregelvorgangs) zu ermöglichen, bedingt eine hohe Leistungsfähigkeit der WK. Siehe dazu auch Abschn. 9.3 „Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen“. Ein Ansatz zur Steigerung der Leistungsfähigkeit der geregelten Wandlerüberbrückungskupplung (GWK) ist die Erhöhung der Anzahl der Reibflächen. Damit werden die Flächenpressung und die spezifische Reibarbeit reduziert. Zur Absenkung der Spitzentemperaturen ist ferner für einen ausreichenden Kühlölstrom durch die Lamellenkupplung zu sorgen. Dazu dienen Nutung im Reibbelag und in der Gegenlauffläche sowie gegebenenfalls ergänzend Kolbendüsen, die den Umgebungsbereich der Reibflächen mit Kühlöl versorgen, Abb. 10.30 [10.2]. 1.2/ Ölversorgung

Der in Abb. 10.32 dargestellte Nkw-Wandler mit WK arbeitet nach dem 3-Leitungs-Prinzip. Bei diesem Prinzip ist die Wandlerüberbrückungskupplung als eigenständige Lamellenkupplung ausgeführt, Abb. 10.35. Eine Leitung dient dazu den WK-Kolben mit Drucköl zu beaufschlagen, eine zweite Zuleitung führt Öl in den Wandler, eine dritte stellt den Ölrücklauf dar.

Abb. 10.35. Funktionsprinzip 3-LeitungsWandler. WK mit eigenem Drucköl versorgte Lamellenkupplung [10.34]

416

10 Anfahrelemente

Diese Bauart weist tendenziell bessere Regelungseigenschaften auf, ist aber im Hinblick auf Bauraumbedarf, konstruktivem Aufwand und Kosten ungünstiger, als das in Abb. 10.30 dargestellte 2-Leitungs-Prinzip. Ein Konstruktionsansatz, der kompakte und kostengünstige Lösungen für Wandlerkupplungen ermöglicht, ist das 2-Leitungs-Prinzip, Abb. 10.36. Mit zwei Leitungen werden hier der Zu- und Rücklauf des Wandler-Kühlöls sowie die Beaufschlagung des WK-Kolbens realisiert. Die WK hat in der gezeigten Ausführung zwei Reibflächen. Die Belaglamelle besitzt beidseitig auf dem außen verzahnten Trägerblech einen Papierbelag und ist an der Turbine in einer Mitnahmeverzahnung eingehängt. Der WK-Kolben ist durch Blattfedern mit dem Pumpengehäuse verbunden. Sie erzeugen eine leichte Voranpressung des Kolbens an die Belaglamelle und das Pumpengehäuse. Ein O-Ring dichtet den Innendurchmesser des Kolbens zum Gehäuse hin ab. Bei offener WK, Abb. 10.36a, erfolgt die Ölzufuhr durch den zentralen Kanal in der Antriebswelle. Nach dem Wandler wird das Öl zum Kühler geleitet. Um die WK zu schließen, Abb. 10.36b, wird die Strömungsrichtung in den Leitungen umgekehrt. Der zentrale Kanal ist nun drucklos und entleert in den Sumpf. Die Druckdifferenz am Kolben bestimmt das durch die WK übertragene Moment. Unter der vereinfachenden Annahme, dass die aus der Rotation entstehenden Druckanteile vor und hinter dem Kolben gleich groß sind, bestimmt allein der Zuführdruck das mit der WK übertragbare Drehmoment TWK. Der für die Kühlung erforderliche Öldurchfluss durch den Wandler und die Lamellenkupplung richtet sich nach der abzuführenden Wärmemenge. Abschnitt 9.3.5 gibt Anhaltswerte für Lamellenkupplungen. Bei einem Pkw-Automatgetriebe für die obere Mittelklasse wird der Wandler zur Kühlung bei offener WK mit ca. 5 bis 10 l/min Öl durchströmt. Bei geschlossener oder geregelter WK werden Wandler und Kupplung von etwa der Hälfte der vorgenannten Kühlölmenge durchströmt. Die Durchflussmenge hängt von verschiedenen Parametern ab.

Abb. 10.36. Funktionsprinzip der geregelten Wandlerkupplung (GWK) bei einem 2-Leitungs-Wandler. a WK auf; b WK zu und WK geregelt

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler

417

1.3/ Schwingungsentkopplung

Eine wesentliche Kundenerwartung an ein Automatgetriebe mit Drehmomentwandler ist der Komfort. Wie in Tabelle 10.4 aufgeführt, gehört dazu auch die Schwingungsentkoppelung. Der hydrodynamische Kreislauf entkoppelt die Motorungleichförmigkeit in idealer Weise, ist aber wegen des relativ hohen Schlupfes verlustbehaftet. Durch die schlupfgeregelte Ansteuerung der WK soll verhindert werden, dass bei überbrücktem Wandler Brummgeräusche, Motorschwingungen und Lastwechselschläge übertragen werden. Eine schlupfende WK ist deutlich weniger verlustbehaftet als der offene Wandler, hat jedoch auch ein deutlich geringeres Entkoppelungsvermögen. Die Entkoppelungsfrequenz gibt die Frequenz an, ab der es zu einer Dämpfung der Schwingungsamplitude im System kommt. Ein Wandler kann erst ab einer Entkoppelungsfrequenz, die oberhalb der Eigenfrequenz liegt, überbrückt werden. Abhängig von Art und Verhalten des Motors kann daher ein zusätzlicher mechanischer Torsionsdämpfer (TD) erforderlich werden. Aus Kostengründen und im Hinblick auf das Massenträgheitsmoment wird angestrebt ohne mechanisches Dämpfungssystem auszukommen. Die Abstimmung der mechanischen Dämpfung erfolgt über die Massen des Wandlers, die Reibung im Torsionsdämpfer, die Steifigkeit der Federn sowie die Anordnung der Dämpferelemente. Die Eigenfrequenz ω0 kann durch Senken der Federrate c der TD-Federn oder Erhöhung der primären und sekundären Trägheitsmassen erreicht werden, Abb. 10.37. Wobei beides seine Grenzen hat. Geringe Federraten führen zu hohen Verdrehwinkeln und damit zu hoher Lastwechselempfindlichkeit. Ferner gehen große Trägheitsmassen auf Kosten von Fahrdynamik und Bauraum [10.17, 10.22, 10.29]. Abbildung 10.37 zeigt einen konventionellen Torsionsdämpfer. Es existieren abhängig von den verwendeten Federsätzen Ausführungen mit ein- und mehrstufigen Torsionsschwingungsdämpfern. Die Federsätze entkoppeln die primäre und sekundäre Seite des Wandlers, vergleichbar einem Zweimassenschwungrad.

Abb. 10.37. Mechanischer Torsionsdämpfer im Drehmomentwandler

418

10 Anfahrelemente

Abb. 10.38. Konzepte mechanischer Dämpfer: a konventioneller Torsionsdämpfer (TD); b Turbinen-Torsionsdämpfer (TTD); c Zwei-Dämpfer-Wandler (ZDW)

Abbildung 10.38 zeigt die Anordnung der einzelnen Torsionsdämpfer bei unterschiedlichen mechanischen Dämpferkonzepten. Die zugehörigen Anregungsverhalten der Dämpferkonzepte sind vereinfacht in Abb. 10.39 abgebildet.

Abb. 10.39. Anregungsverhalten von Triebstrangsystemen bei Verwendung unterschiedlicher Dämpferkonzepte. Dämpferkonzepte nach Abb. 10.38 [10.22]

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler

419

Im Vergleich der Anregung des konventionellen Torsionsdämpfer-(TD-) und Turbinen-Torsionsdämpfer-(TTD-)Konzepts zeigt das eine oder andere Konzept, abhängig vom Fahrbereich, Vorteile, wobei sich der TTD tendenziell günstiger verhält. Der TTD macht die Getriebeeingangswelle weicher, vergrößert das Massenträgheitsmoment, weist einen Freiheitsgrad weniger auf und wirkt auch bei geöffneter WK. Der Zwei-Dämpfer-Wandler (ZDW) vereint die Vorteile des vorgenannten Systems und senkt die Drehungleichförmigkeiten hinter dem Wandler weiter ab [10.22]. Mit diesem Ansatz gelingt es, die WK noch früher zu schließen. 2/ Leistungsverzweigung

Um den Wirkungsgrad eines Getriebes zu erhöhen, ohne auf die Vorteile eines Wandlers verzichten zu müssen, kann das Prinzip der Leistungsverzweigung verwendet werden. Es wird zwischen äußerer und innerer Leistungsverzweigung unterschieden, Abb. 10.40. Die Leistungsverzweigung zur Anhebung des Wandlerwirkungsgrades oder zur Erhöhung der Getriebewandlung hat sich nicht in größerem Maße durchgesetzt. Sehr wohl gibt es aber typische Vertreter. 2.1/ Äußere Leistungsverzweigung

Bei der äußeren Leistungsverzweigung fließt nur ein Teil der Antriebsleistung über den Wandler. Der andere Teil wird rein mechanisch übertragen. Die Leistungsverzweigung kann dabei auf zwei Arten erfolgen. Den beiden Strängen kann durch ein Planeten-Differentialgetriebe entweder antriebsseitig (Verteilergetriebe) oder abtriebsseitig (Sammelgetriebe) eine feste Drehmomentaufteilung zugeordnet werden. Auf der jeweils anderen Seite sind die Stränge dann direkt oder über Getriebe miteinander verbunden, sie stehen deshalb in einem konstanten Drehzahlverhältnis.

Abb. 10.40. a Äußere Leistungsverzweigung; b Beispiel äußere Leistungsverzweigung; c innere Leistungsverzweigung: d Beispiel innere Leistungsverzweigung

420

10 Anfahrelemente

Abb. 10.41. Leistungsteilung. a Verteilergetriebe; b Sammelgetriebe; c Anteil der über den Wandler übertragenen Leistung an der gesamten Antriebsleistung in Abhängigkeit von der Gesamtgetriebeübersetzung. Das zum Nulldurchgang der Wandlerleistung gehörende Drehzahlverhältnis ist dabei von der Übersetzung des Sammel- bzw. Verteilergetriebes abhängig

In Abb. 10.41 sind beide Versionen schematisch dargestellt. Um die Auswirkung der Bauart auf das Betriebsverhalten zu veranschaulichen, ist zusätzlich die Wandlereingangsleistung PW, bezogen auf die gesamte Antriebsleistung P über dem Drehzahlverhältnis, zwischen An- und Abtrieb aufgetragen. Da bei der Leistungsverzweigung mit einem Verteilergetriebe im Anfahrpunkt die gesamte Leistung über den Wandler übertragen wird, ist diese Anordnung für Anfahrvorgänge besonders geeignet, sie wird deshalb meist für niedrige Gänge verwendet. Bei der Verwendung von Sammelgetrieben treten im Anfahrpunkt hohe Blindleistungen auf, die einem Vielfachen der Antriebsleistung entsprechen können. Die Getriebe müssen daher entsprechend größer und schwerer dimensioniert werden. Sammelgetriebe werden deshalb vorwiegend für obere Gänge verwendet, die stets über einem bestimmten Drehzahlverhältnis betrieben werden. Für beide Verzweigungsarten gilt, dass der Wirkungsgrad am besten ist, wenn die Wandlereingangsleistung bei Null liegt. Der Betriebsbereich beim Verteilergetriebe liegt also vom Anfahrpunkt bis etwa zum Nulldurchgang der Wandlereingangsleistung, beim Sammelgetriebe vom Nulldurchgang zu höheren Drehzahlverhältnissen hin. Das Schema der ersten zwei Gänge eines Lkw- und Busgetriebes mit Leistungsteilung durch ein Verteilergetriebe zeigt Abb. 10.40b. Das Pumpenrad des Wandlers ist mit dem Sonnenrad eines Planetenraddifferentials gekoppelt, die Einheit kann über eine Kupplung am Gehäuse festgebremst werden. Der Antrieb erfolgt über den Steg, der mechanische Zweig läuft über das Hohlrad des Differentials. Der hydraulische und der mechanische Zweig werden abtriebsseitig drehzahlgleich wieder zusammengeführt. Beim Anfahren steht das Hohlrad still, die gesamte Antriebsleistung wird über den Wandler übertragen. Mit steigender Fahrgeschwindigkeit steigt mit dem Drehzahlverhältnis am Wandler auch der Anteil mechanisch übertragener Leistung. Wenn das Maximum des Wandlerwirkungsgrads überschritten ist, wird in den direkten Gang geschaltet und die Kupplung K wird geschlossen. Nun steht die Pumpe still, und die Turbine wird durch einen Freilauf von der Abtriebswelle abgekoppelt.

10.4 Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler

421

Abb. 10.42. Leistungsverzweigung mit Sammelgetriebe, siehe Abb. 6.30: Leistungsfluss im 3. Gang eines 4-Gang-Pkw-Automatgetriebes. K Torsionsgedämpfte Kupplung; P Pumpenrad; T Turbinenrad; 1 Sonnenrad; 2 1. Planetensatz; 3 2. Planetensatz; 4 Hohlrad (Abtrieb); S gemeinsamer Steg

In Abb. 10.42 ist der schematische Aufbau einer äußeren Leistungsverzweigung mit Sammelgetriebe dargestellt. Nur im ersten und zweiten Gang läuft die gesamte Leistung über den Wandler. Im dritten Gang erfolgt die Aufteilung auf zwei Stränge drehzahlgleich durch eine torsionsgedämpfte Kupplung. Hydraulischer und mechanischer Strang werden von dem als Sammelgetriebe arbeitenden Ravigneaux-Radsatz wieder zusammengefasst. Der Abtrieb erfolgt über das Hohlrad. Der eingesetzte Trilok-Wandler arbeitet dabei weitgehend im Kupplungsbereich, sein Schlupf hat aufgrund der Leistungsteilung nur einen geringen Einfluss auf Drehzahlübersetzung und Wirkungsgrad des Getriebes. Das in Abb. 10.42 dargestellte Getriebe ist ausführlich in Abschn. 6.6.4 beschrieben. Siehe dazu auch Abb. 6.30 und 6.31. 2.2/ Innere Leistungsverzweigung

Bei der inneren Leistungsverzweigung wird die Wandlerturbine mehrteilig ausgeführt oder das sonst stillstehende Leitrad bei bestimmten Drehzahlverhältnissen mit als Turbine benutzt, Abb. 10.40d. Dadurch entstehen zwei hydraulische Stränge, die über ein Sammelgetriebe wieder zum Abtrieb zusammengefasst werden. Auf diese Art lässt sich die Kennlinie der Drehmomentwandlung weiter modifizieren. Beispielhaft wird nachfolgend der einphasige Renk/SRM-Wandler vorgestellt, mit dem hohe Anfahrwandlungen erreicht werden, Abb. 10.43. Diese Konstruktion aus den 1960er Jahren stammt aus 3- und 4-Gang-Busgetrieben. Der Wandler weist zwei Turbinenräder auf. Das dazwischen liegende Leitrad R kann mit der Bremse BCR so geschaltet werden, dass es durch den Ölstrom in Gegenrotation zu Pumpe- und Turbinenrädern versetzt wird („Doppelrotation“). Diese innere Leistungsverzweigung besteht nur im ersten Fahrbereich und führt zu einer hohen Drehmomentwandlung, Abb. 10.43b. Im Bereich Leitrad fest ist die Bremse BR geschlossen.

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10 Anfahrelemente

Abb. 10.43. Wandler mit innerer Verzweigung (SRM-Prinzip Doromat, Renk). a Getriebeschema. CC Kupplung direkter Gang, CP Kupplung Pumpenrad, P Pumpenrad, T1 1.Turbinenstufe, T2 2.Turbinenstufe, R Leitrad, BR Leitradbremse, BCR Bremse Gegenrotation; b Kennlinien

Da der einphasige Wandler keinen Kupplungsbereich aufweist, wird der Wandler bei Erreichen einer kleinen Differenzdrehzahl zwischen Pumpe und Turbine mit der Kupplung CC überbrückt. Mit der Kupplung CP kann das Pumpenrad beispielsweise bei Fahrzeugstillstand im Leerlauf abgekoppelt werden.

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Wir nun werden wohl mit dem für uns Bekannten anfangen müssen /Aristoteles/

In diesem Kapitel wird die Theorie, Auslegung und Gestaltung der Lager, Schmierung, Ölversorgung, Ölpumpen, Gehäuse, Abdichtungen und Dauerbremsanlagen von Fahrzeuggetrieben behandelt. Ziel ist es dabei, Hinweise für den Umgang mit diesen Konstruktionselementen zu geben. Bei den heute hochentwickelten Berechnungsverfahren, wie beispielsweise der Finite-Elemente-Methode (FEM) zur Gehäuseberechnung oder der betriebsfesten Lagerauslegung, würde ein Behandeln aller Details zu weit gehen. An den entsprechenden Stellen wird auf weiterführende Literatur verwiesen.

11.1 Lager Die Aufgabe eines Lagers besteht darin, relativ zueinander bewegliche Bauteile abzustützen oder zu führen, die dabei auftretenden Kräfte aufzunehmen und auf das Gehäuse zu übertragen. Je nach Art der Bewegungsverhältnisse wird dabei zwischen Gleit- und Wälzlagern unterschieden. In Fahrzeuggetrieben werden überwiegend Wälzlager eingesetzt, s. Abb. 11.1. Das Maschinenelement „Lager“ wird erst durch das abstützende Gehäuse und die zu lagernde Welle zu einer Lagerung. Siehe deshalb hierzu auch Kapitel 8 „Auslegung und Gestaltung von Wellen“. Nach der konstruktiven Ausführung und Anordnung der Lager unterscheidet man zwischen Fest-Loslagerung und Stützlagerung. Bei der Stützlagerung ist eine weitere Unterteilung in angestellte und schwimmende Lagerung möglich. Von ihrem Aufbau her sind beide gleich. Während bei der angestellten Lagerung Spielfreiheit oder sogar Vorspannung angestrebt wird, belässt man bei der schwimmenden Lagerung bewusst ein Axialspiel. Dieses beträgt je nach Lagergröße etwa 0,3–0,5 mm. Normalerweise werden Wellen zweifach gelagert. Bei langen Wellen, die eine große Durchbiegung erfahren, werden auch Mehrfachlagerungen eingesetzt, s. Abb. 11.1. Mehrfach gelagerte Wellen sind statisch unbestimmt und erfordern einen hohen Berechnungsaufwand. Dies stellt heutzutage aber kein Problem mehr dar. Siehe dazu Abschn. 8.4 „Berechnung der Verformung“ von Wellen.

424

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Abb. 11.1. Getriebelagerung am Beispiel des Handschaltgetriebes Getrag Ford MT82. 1 Rillenkugellager; 2 Rollenhülse; 3 Nadelkranz; 4 Kugelhülse; 5 Zwischenplatte

Fahrzeuggetriebe haben eine hohe Leistungsdichte. Dies führt zu hohen Anforderungen an die Wälzlager. Lager sind Zukaufteile, für die Lagerauswahl und Lagerberechnung ist daher eine enge Zusammenarbeit mit den Lagerherstellern notwendig. Fahrzeuggetriebetypische Anforderungen an die Wälzlager sind [11.19]: • Gewährleistung der Lagerbelastbarkeit auch bei Schiefstellung infolge von Wellendurchbiegung, • Kompensation großer Wärmedehnungen bei Leichtmetallgehäusen, • Unempfindlichkeit der Lager gegen hohe Betriebstemperaturen und damit niedriger Ölviskosität, • hohe radiale und axiale Steifigkeit beim Zahneingriff und • Unempfindlich gegen Schmutzpartikel. 11.1.1 Auswahl von Wälzlagern Bei der Auswahl und Anordnung der Lager muss deren Beanspruchung, die Montage- und Demontagemöglichkeit und die Art der Schmierung bzw. des Schmiermittels berücksichtigt werden. Aus den Einsatzbedingungen ergeben sich darüber hinaus noch Anforderungen bezüglich der maximalen Drehzahl, der Betriebstemperatur, der Lagerluft und der Toleranzen. Bevorzugte Lagertypen für die Lagerung der Wellen in Fahrzeuggetrieben sind Rillenkugellager, Schrägkugellager, Vierpunktlager, Zylinderrollenlager, Rollenhülsen/-büchsen und Kegelrollenlager. Wegen der hohen Laufgenauigkeit, des geringen Einbauraums und des niedrigen Preises bieten sich Rillenkugellager für viele Anwendungen an. Aus Platz- und Preisgründen ist der Einsatz von Sonderlagern mit nicht genormten Abmessungen üblich. In Tabelle 11.1 sind verschiedene Lagerarten, ihre Vor- und Nachteile und ihre Anwendungsfälle im Kraftfahrzeug dargestellt.

11.1 Lager Tabelle 11.1. Vor- und Nachteile einiger Wälzlager

425

426

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Die Los- bzw. Schalträder sind üblicherweise mit ein- und zweireihigen Nadelkränzen auf den Getriebewellen gelagert. Bei koaxialen Vorgelegegetrieben wird die Hauptwelle in der Antriebswelle gelagert, Abb. 8.1a. Diese in der Regel mit einem Rollen- oder Nadelkranz ausgeführte Lagerung wird als Steckwellen- oder Pilotlagerung bezeichnet. 11.1.2 Auslegung von Wälzlagern Die Lagerungen in Fahrzeuggetrieben werden betriebsfest ausgelegt. Das bedeutet, dass sie für betriebstypische Belastungen für eine bestimmte Nutzungsdauer zuverlässig ausgelegt werden. Lager gehören zu den so genannten „A-Bauteilen“ der A-, B- und C-Analyse. A-Bauteile (z.B. Lager, Wellen, Zahnräder) sind einer Lebensdauerberechnung oder besser einer Lebensdauerabschätzung zugänglich. Siehe dazu auch die Abschn. 17.2.2 „Qualitative Zuverlässigkeitsanalyse“ und 7.4 „Betriebsfestigkeit und Lebensdauer“. Die Lagerkräfte in Getrieben resultieren hauptsächlich aus den Zahnkräften der auf den Wellen angeordneten Zahnräder und Vorspannkräften bei angestellten Lagerungen. Zur Ermittlung der notwendigen Lastkollektive siehe Abschn. 7.4.2 „Lastkollektiv und Zählverfahren“. Die Berechnung der dynamischen Tragfähigkeit der Wälzlager ist eine Ermüdungsrechnung nach DIN ISO 281. Als Ausfallursache wird Grübchen-(Pitting-) Bildung zugrunde gelegt. Die üblich verwendete Lebensdauerformel für Wälzlager lautet [11.10]: p

⎛C⎞ L10 = L = ⎜ ⎟ [106 Umdrehungen]. ⎝P⎠

(11.1)

L10 Nominelle Lebensdauer in Millionen Umdrehungen, die mindestens 90 % einer großen Anzahl gleicher Lager erreichen, p Lebensdauerexponent (p = 3 für Kugellager, p = 10/3 für Rollenlager), C dynamische Tragzahl in N (ist den Lagerkatalogen zu entnehmen), P äquivalente Lagerbelastung in N, Gl. (11.2). Die Lebensdauerformel für Wälzlager beruht auf der Gleichung des Zeitfestigkeitbereichs der Wöhlerlinie, Gl. (7.21). Die Zusammenhänge sind vereinfacht in Abb. 11.2 nochmals dargestellt. Im Hinblick auf die üblicherweise im Wöhlerdiagramm aufgetragene Beanspruchung σi und der Lagerbelastung P gilt der Zusammenhang

σi ~ P . Die dynamische Äquivalentlast P bei kombinierter Belastung berechnet sich zu

P = X Fr + Y Fa .

(11.2)

11.1 Lager

427

Abb. 11.2. Nominelle Lebensdauer L10 verschiedener Lagertypen, 10 % Ausfallwahrscheinlichkeit. a Rillenkugellager; b Zylinderrollenlager; c Kegelrollenlager

Fr X Fa Y

Konstante Radialbelastung des Lagers in N, Radialfaktor, Konstante Axialbelastung des Lagers in N, Axialfaktor.

Die Besonderheiten der Berechnung von Los- und Festlagern sowie die einzelnen Berechnungsfaktoren für die verschiedenen Lagerarten sind dem jeweiligen Wälzlagerkatalog zu entnehmen. In einem Kraftfahrzeug ist ein Wälzlager zeitlich veränderlichen Belastungen und Drehzahlen ausgesetzt (Lastkollektive). Die Berechnung der Gesamtlebensdauer erfolgt mit Hilfe der äquivalenten Belastung und der äquivalenten Drehzahl. Die äquivalente Drehzahl berechnet sich mit den Anteilen q i der Wirkungsdauer in % zu n=

q1 n1 + q2 n2 + q3 n3 + K + qn nn 100 %

(11.3)

und die äquivalente Belastung zu P=

p

q1 n1 P1p + q2 n2 P2p + q3 n3 P3p + K + qn nn Pnp . q1 n1 + q2 n2 + q3 n3 + K + qn nn

(11.4)

Die Gesamtlebensdauer erhält man dann aus äquivalenter Belastung und äquivalenter Drehzahl zu L=

16666 n

p

⎛C ⎞ ⎜ ⎟ . ⎝P⎠

(11.5)

Die Lebensdauer Lh ist in h und die Drehzahl n in 1/min einzusetzen. Die Gebrauchslebensdauer kann von der berechneten Lagerlebensdauer abweichen, wenn Betriebslasten und Drehzahlen nicht genau bekannt sind, große Schwankungen in den Belastungen auftreten oder andere Einflüsse wie ungenügende

428

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Schmierung, Einbau- und Montagefehler oder Verschmutzung das Lager beeinträchtigen. Tabelle 11.2 gibt die für Fahrzeuge übliche Lebensdauer in Stunden an. Die aufgeführte Berechnungsmethode und die Stundenwerte basieren auf einer breiten Erfahrung mit vielen Getrieben, die sich in der Praxis bewährt haben. Moderne, verfeinerte Berechnungsmethoden [11.11] ermöglichen die Berücksichtigung von • • • • •

Axialluft oder Vorspannung im Lager und damit veränderte Lastzonen, Hertzsche Flächenpressung, Druckellipsen und Kantenspannungen, Randfreiheiten in der Kontaktgeometrie, Wellendurchbiegungen und Statisch unbestimmte Systeme.

Durch die Anwendung von verfeinerten Lebensdauer-Berechnungsverfahren kann die betriebsfeste Auslegung von Wälzlagern in Fahrzeuggetrieben treffsicherer erfolgen. Dadurch wird es möglich, kleinere Wälzlager einzusetzen und damit Energie- und Gewichtseinsparungen zu erzielen [11.37]. Je nach Getriebeausführung wird üblicherweise ein spezielles Öl verwendet. Bei Handschaltgetrieben finden Mineralöle mit Verschleiß- und Hochdruckzusätzen Anwendung. Für Automatgetriebe werden spezielle ATF-Öle (Automatic Transmission Fluid) verwendet. Schalt- und Hinterachsgetriebe mit Hypoidverzahnung benötigen ein Hypoidöl. Bei modernen Fahrzeuggetrieben wird eine Lebensdauerschmierung vorgesehen, d.h. ein Ölwechsel ist nicht mehr erforderlich, s. hierzu auch Abschn. 11.2 „Schmierung von Getrieben, Getriebeschmierstoffe“. Die im Öl enthaltenen metallischen, mineralischen und organischen Verunreinigungen üben einen großen Einfluss auf die Lebensdauer des Lagers aus. Beim Überrollen dieser Verunreinigungen bilden sich je nach Art der Partikel Eindrücke in den Laufbahnen. Im Bereich eines Eindrucks wirken bei jedem weiteren Überrollvorgang erhöhte Beanspruchungen, die zu einer vorzeitigen Ermüdung der Laufbahn führen. Vor allem bei kleinen Kugellagern führt dies zu erheblichen Lebensdauereinbußen. Dem kann durch die Wahl geeigneter Wärmebehandlungsverfahren und Werkstoffe und durch den Einbau von schmutzgeschützten Lagern vorgebeugt werden [11.3]. Tabelle 11.2. Richtwerte zur Dimensionierung von Kraftfahrzeuggetriebelagern bei 100 % Motormoment. * bei Verwendung von schmutzgeschützten Lagern Fahrzeugart Motorrad

Anzustrebende L10-Lebensdauer [h] 300 – 600

Leichte Pkw

500 – 1100 (200 – 500)*

Schwere Pkw, SUV

400 – 1000 (200 – 500)*

Leichte Lkw

1400 – 4000

Schwere Lkw

4000 – 6000

Omnibusse

1400 – 4000

11.1 Lager

429

Schmutzgeschützte Lager (Clean Bearings) sind beidseitig abgedichtete Lager, die mit einer Fettfüllung versehen sind. Sie erreichen eine höhere Lebensdauer als die vom Getriebeöl direkt durchströmten Lager. Siehe dazu auch das 5-Gang-Getriebe in Abb. 12.2 sowie die dazugehörenden Ausführungen. Typische Lagerschäden infolge von Einbau- und Betriebsfehlern sind [11.45]: • Riefenbildung: Bei Zylinderrollenlagern durch Verkanten des bordlosen Rings oder durch zu geringe Lagerluft, • Muldenbildung: Bei Kugellagern durch Überschreiten der statischen Tragfähigkeit des Lagers, • Riffelbildung: Bei verschiedenartigen Wälzlagern infolge kleiner Schwenkbewegungen oder durch Stillstandserschütterungen. Axiale Tragfähigkeit von Radial-Zylinderrollenlagern

Bestimmte Ausführungsformen von Zylinderrollenlagern können neben hohen Radialkräften auch große Axialkräfte aufnehmen. Sie können somit als Festlager oder als Stützlager eingesetzt werden, wobei aber gilt: Fa ≤ 0,4 Fr / i (mit i = Anzahl der Rollenkörperreihen). Die axiale Belastbarkeit ist abhängig von der Größe und Tragfähigkeit der Gleitflächen zwischen den Rollkörperstirnflächen und den Lagerborden. Sie wird aber auch von der Gleitgeschwindigkeit, Belastungsdauer und jeweiligen Schmierung (Schmierstoff, Menge, Viskosität) beeinflusst. Bei der Berechnung der axialen Tragfähigkeit wird die Reibleistung, die in den gleitenden Kontaktflächen entsteht, zugrunde gelegt. Die axiale Dauerbelastung eines Zylinderrollenlagers lässt sich nach folgender Gleichung [11.23] bestimmen: 1,5 −0, 6 Fa,zul = kS k B d M n

2,1 ≤ Fmax = 0,075 k B d M .

(11.6)

Fa,zul Zulässige Axialbelastung in N, Fa,max axiale Grenzbelastung in N, kS vom Schmierungsverfahren abhängiger Beiwert entsprechend Wälzlagerkatalog (k S = 7,5 ... 15), von Lagerbaureihe abhängiger Beiwert entsprechend WälzlagerkB katalog (k B = 4,5 ... 30), dM mittlerer Lagerdurchmesser (D + d) / 2 in mm, n Betriebsdrehzahl in 1/min. Beim Einsatz von Radial-Zylinderrollenlagern für axiale Belastung ist auf eine exakte Fertigung und Montage der Lagerstellen zu achten, damit die belasteten Lagerborde möglichst auf der gesamten Anlagefläche abgestützt werden. Sollen Zylinderrollenlagern, Rollenhülsen oder -büchsen unter höherer Axialbelastung verwendet werden, ist eine enge Zusammenarbeit mit einem Wälzlagerhersteller notwendig.

430

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

11.1.3 Gestaltung von Wälzlagerungen

Zur Gestaltung von Lagerungen siehe die Konstruktionsbeispiele in Kapitel 12. Schaltgetriebe

In Schaltgetrieben sind hauptsächlich Rillenkugellager, Rollenhülsen bzw. Rollenbüchsen, Zylinderrollenlager, Kegelrollenlager und Vierpunktlager eingesetzt. Häufig wird bei Rillenkugellagern aus Fertigungsgründen die Ausführung mit Nut im Außenring bevorzugt. Damit können durchgehende Bohrungen im Gehäuse gefertigt werden. Die axiale Festlegung erfolgt durch einen Sicherungsring in der Nut. Treten im Getriebe hohe Axialkräfte auf, müssen im Festlager die Radial- und Axialkräfte getrennt aufgenommen werden. Es wird dann ein Zylinderrollenlager zur Aufnahme der Radialkraft neben ein Rillenkugel- oder Vierpunktlager zur Aufnahme der Axialkraft angeordnet. Vorgelegewellen sind oft schwimmend gelagert, d.h. beide Lager sind in der Lage, Axial- und Radialkräfte aufzunehmen. Beim Einsatz von Zylinderrollenlagern oder Rollenhülsen bzw. Rollenbüchsen ist deren axiale Tragfähigkeit zu berücksichtigen. Bei Wellenlagerungen besitzt der Innenring Umfangslast und muss deshalb die straffere Passung aufweisen. Aber auch der Außenring sollte infolge wechselnder Belastung keinen zu lockeren Sitz haben. Oftmals werden aus Platzgründen anstelle kompletter Wälzlager Nadel- und Rollenkränze eingebaut. Die Bearbeitungstoleranzen der Wellensitze bzw. Gehäusebohrungen richten sich nach der erforderlichen Radialluft. Die Laufflächen sind in jedem Fall zu härten. Tabelle 11.3 gibt Anhaltswerte für Passungen von Welle und Gehäuse. Tabelle 11.3. Anhaltswerte für Passungen von Getriebelagerungen Lagerart

Welle

Gehäuse

Rillenkugellager

k6

J6 – K6 (Stahl oder Stahlguss) M6 – N6 (Leichtmetall)

Vierpunktlager (zur Aufnahme reiner Axiallast)

k5

E8

Zylinderrollenlager

k6 – m6

K6 – M6 (Stahl oder Stahlguss) N6 – P6 (Leichtmetall)

Nadelkränze, Rollenkränze

h5 – h6

G6

Kegelrollenlager: Anstellung des Innenrings Anstellung des Außenrings

h6 – j6 k6

M6 – N7 J6

11.1 Lager

431

Den Losradlagern ist besondere Aufmerksamkeit zu schenken. Durch die Zahnradgestaltung, beispielsweise aufgrund des Kupplungskörpers für die Synchronisierung, ergibt sich häufig eine außermittige Krafteinleitung in das Zahnrad. Durch die damit hervorgerufene Kippbewegung werden die Nadelkränze der Losräder ungünstig belastet. Siehe dazu auch Abb. 8.10. Bis in die 1960er Jahre waren die Losräder überwiegend gleit- und danach fast ausschließlich wälzgelagert. Für wälzgelagerte Losräder in Pkw-Getrieben werden ein- und zweireihige Nadelkränze eingesetzt. Aufgrund der größeren Zahnradbreiten bei Nkw-Getrieben werden dort in der Regel zweireihige Nadelkränze verwendet. Zweireihige Nadelkränze mit einteiligem Käfig sind weit verbreitet. Hinsichtlich der Lagerung günstiger, aber teurer, sind zweireihige Nadelkränze mit zwei separaten Käfigen. Bei koaxialen Vorgelegegetrieben erfolgt die Lagerung der Hauptwelle in der Antriebswelle mit einer Steckwellen-(Pilot-)Lagerung. Diese Lagerungen werden üblicherweise mit Rollenkränzen realisiert. Bei angestellten Lagern ist auf das richtige Maß der Anstellung zu achten, da die auftretenden Wärmeausdehnungen je nach Lageranordnung durch Spiel oder Vorspannung ausgeglichen werden müssen. Beispielsweise können bei Lagerungen mit Kegelrollenlagern, die in Leichtmetallgehäusen eingebaut sind, aufgrund der unterschiedlichen Wärmedehnungen von Welle und Gehäuse große Schwankungen in der Lagerluft auftreten [11.38]. Als Richtwert gilt bei der X-Anordnung ein Axialspiel von 0,05 mm je 100 mm Lagerabstand und bei der O-Anordnung je nach Lagergröße eine Vorspannung, die ein Lagerreibmoment von 1 bis 2 Nm ergibt. Dies gilt nicht für paarweise zu einem Festlager angeordnete Kegelrollenlager; hier sollte der Einbau möglichst spielfrei erfolgen. Endantriebe

Bei Frontantrieb mit quer liegendem Motor besteht der Achsantrieb aus einem schrägverzahnten Stirnradpaar, für dessen Lagerung die oben aufgeführten konstruktiven Gestaltungsrichtlinien ebenfalls zutreffen. Bei längs eingebautem Motor und Kegelradachsantrieb sind für die Ritzelwelle zwei Lageranordnungen möglich. Einmal wird das Ritzel fliegend und zum anderen zwischen den Lagerstellen aufgenommen. Bei fliegender Ritzelanordnung sollte der Abstand der beiden Lager mindestens das 2,5-fache des Abstands des Ritzels zum ersten Lager betragen. Für die fliegende Anordnung ist eine angestellte Lagerung oder eine Fest-/Loslagerung üblich. Bei mittiger Aufnahme des Ritzels wird nur die Fest-/Loslagerung eingesetzt. Die Tellerradlagerung wird in der Regel als angestellte Lagerung ausgeführt. Als Passungsrichtlinien gelten für die einzelnen Lager die gleichen Abmaße entsprechend Tabelle 11.3. Für die zusätzlich bei Achsgetrieben eingesetzten zweireihigen Schrägkugellager sollte die Passung der Welle k6 und die der Gehäusebohrung J6 betragen. Die Systematik der Endantriebe ist in Abschn. 6.8 dargelegt. In Abschn. 12.3 werden Konstruktionsbeispiele vorgestellt.

432

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

11.1.4 Gleitlager – Lagerbuchsen und Anlaufscheiben

Überall dort, wo relativ zueinander drehende Wellen in Getrieben laufen, sind wegen ihrer kompakten Bauform und der günstigen Akustik Gleitlager anzutreffen. Dies gilt in besonderem Maß für Getriebe mit Planetenradsätzen. Das Getriebe ZF 6 HP 26, Abb. 12.25, weist beispielsweise 9 radiale Gleitlager (Lagerbuchsen) und drei axiale Gleitlager (Anlaufscheiben) auf. Abbildung 11.3 zeigt einige davon. Die Auslegung und Berechnung von Gleitlagern ist in der Literatur ausführlich beschrieben und in Richtlinien standardisiert. Allgemeine Hinweise zu Systematik, Berechnung und Funktion von Gleitlagern geben DIN 31651 [11.7] und 31652 [11.8] sowie die Richtlinie VDI 2204 [11.52]. DIN ISO 12128 [11.14] gibt Hinweise zur Gestaltung von Schmierlöchern, Schmiernuten und Schmiertaschen. In DIN ISO 3547 [11.13] sind Informationen zu Gleitlagern für Getriebe zu finden. Analog zu Wälzlagern unterstützen die Hersteller von Gleitlagern den Getriebekonstrukteur durch Berechnungsprogramme zur Auslegung. Die Lager werden vom Getriebekonstrukteur hinsichtlich Außen- und Innendurchmesser, Lagerbreite, Lagerspiel, Drehzahlbereich, Zapfenmaterial, Gehäusematerial, Ölviskosität sowie den herrschenden Öltemperaturen von –40 bis +150 °C spezifiziert. Die geforderten Eigenschaften an die Gleitlagerwerkstoffe sind vielschichtig und teilweise konträr, Abb. 11.4. Gleitlager müssen im Fall von Mangelschmierung Notlaufeigenschaften aufweisen. Ein kritischer Einsatzfall ist dabei das Abschleppen, s. auch Abschn. 11.3.3 „Detailfragen“ zu Ölversorgung und Ölpumpen.

Abb. 11.3. Lagerbuchsen und Anlaufscheiben in einem konventionellen Automatgetriebe, ZF 6 HP 26. 1 Sonnenwelle II, 2 Sonnenwelle III, 3 Zwischenwelle, 4 Abtriebswelle

11.1 Lager

433

Abb. 11.4. Anforderungen an Gleitlagerwerkstoffe [11.17]

Blei hat gute Notlaufeigenschaften, ist aber als Lagerwerkstoff vor dem Hintergrund der Umweltbelastung und des Recycling problematisch. Die Entwicklung geht hin zu bleifreien Gleitlagerwerkstoffen. In Fahrzeuggetrieben werden vorzugsweise gerollte Lagerbuchsen aus beschichteten Blechen eingesetzt. Abbildung 11.5 zeigt den Aufbau einer Lagerbuchse. Lagerbuchsen werden aus Bandmaterial hergestellt. Das Lagermetall wird auf das Trägerblech aufgesintert, aufgegossen oder aufgewalzt. Nach dem Ablängen der einzelnen Platinen werden Nuten, Löcher und die Verklinkung mittels Räumen, Prägen oder Stanzen eingebracht. Dann erfolgt die Formgebung durch Rollen. Falls die Lagerbuchse auch eine Dichtfunktion besitzt oder der Außendurchmesser noch geschliffen werden muss, wird die Stoßfuge verklinkt ausgeführt. Die Fertigbearbeitung kann nach dem Einpressen in die Gehäusebohrung erfolgen oder es kann eine bereits fertig bearbeitete Gleitbuchse eingepresst werden. Typische Wandstärken von Lagerbuchsen liegen zwischen 1,5 und 2 mm.

Abb. 11.5. Schichtaufbau von Lagerbuchsen [11.17]

434

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Hohltragende Lagerbuchsen sind zu vermeiden. Der Traganteil muss größer 60 % sein, um einen festen Sitz in der Gehäusebohrung sicherzustellen und damit ein Drehen der Buchse in der Bohrung zu verhindern sowie die Wärmeableitung zu gewährleisten. Der Traganteil ist schwierig zu bestimmen. Indirekt kann auf ihn über die Auspresskraft rückgeschlossen werden, die erforderlich ist, um eine eingepresste Lagerbuchse wieder zu entfernen. Lagerbuchsen werden axial gesichert, um ein axiales Auswandern im Betrieb zu vermeiden. Das gilt insbesondere, wenn sie auch die Aufgabe übernehmen Druckölräume gegeneinander abzudichten. Die axiale Sicherung kann beispielsweise durch Verstemmen oder Verrollen geschehen. Beim Verrollen wird ein Teil des Mantels der Buchse in einem zusätzlichen Arbeitsgang in eine Nut der Aufnahmebohrung plastisch eingedrückt.

11.2 Schmierung von Getrieben, Getriebeschmierstoffe Ein tribologisches System besteht aus den drei Komponenten Grundkörper (z.B. Wälzkörper), Gegenkörper (z.B. Lagerschale) sowie einem Zwischenstoff (z.B. Schmieröl). Zwischen Grund- und Gegenkörper herrscht eine Relativbewegung. Schmierstoffe sind Konstruktionselemente, die Grund- und Gegenkörper unter allen Beanspruchungen voneinander trennen sollen [11.15]. Abhängig von den Systembedingungen kann Festkörperreibung, Mischreibung und Hydrodynamik auftreten, Abb. 11.6.

Abb. 11.6. Zusammenhang zwischen Reibwert und Gleitgeschwindigkeit [11.15] („Stribeck-Kurve“; Stribeck: Grundlagenuntersuchungen an Gleitlagern)

11.2 Schmierung von Getrieben, Getriebeschmierstoffe

435

Im Rahmen des Leichtbaus der Fahrzeuge sollen auch die Getriebe leichter und daher die Schmierstoffmenge geringer werden. Zusätzlich wird gefordert, dass der Schmierstoff über die Gesamtlaufzeit des Fahrzeugs nicht gewechselt werden muss (Lebensdauerschmierung). Zusammengefasst hat der Schmierstoff folgende Aufgaben zu erfüllen: • Verringerung von Reibung und Verschleiß (Energieeinsparung), • Vorbeugung gegen eventuelle Beschädigung bzw. bei bereits geschädigten Getrieben weitere Beschädigung verhindern oder hinauszögern, • Übernahme des Wärmetransports, • Aufbau hydrodynamischer Schmierkeile, • Bildung trennaktiver Schichten im Mischreibungsgebiet, • Korrosionsschutz an allen im Getriebe verwendeten Werkstoffen, • Neutralität gegenüber Dichtungen und Lackanstrichen, • Gute Schmutzlöse-/Reinigungswirkung, • Gute Schmutztragefähigkeit, • Abscheidung von Wasser, • Hoch- und Tieftemperaturstabilität, • Alterungsbeständigkeit und • Geringe Kosten. Im Gegensatz zu langsam laufenden fettgeschmierten Industriegetrieben sind Kraftfahrzeuggetriebe ölgeschmiert. Flüssige Medien sind für den Aufbau des erforderlichen hydrodynamischen Tragfilms besser geeignet als feste Stoffe (Fette oder Pasten). Zudem ist durch eine ständige Umwälzung des Öls eine bessere Wärmeabfuhr der beanspruchten Bauteile gewährleistet. Eine Benetzung der unterschiedlichen Schmierstellen im Getriebe mit Schmieröl ist konstruktiv einfacher zu gewährleisten. Der Transport von Verunreinigungen im Getriebe zu entsprechenden Filteranlagen kann mit Öl besser vorgenommen werden als mit pastösen Stoffen. 11.2.1 Schmierung von Lagern

Die Schmierung der Lager in den Schaltgetrieben erfolgt normalerweise durch das Spritzöl, das die Zahnräder im Gehäuse verursachen. An ungünstig liegenden Lagerstellen müssen Fangtaschen und Zuführkanäle vorgesehen werden. Bei axial belasteten Zylinderrollenlagern muss auf eine gute Schmierung besonderer Wert gelegt werden, da das Öl gleichzeitig die Reibungswärme abführen muss. Gleiches gilt für Kegelrollenlager; hier ist zusätzlich zu beachten, dass das Öl von der kleineren Kegelöffnung zur größeren hin gefördert wird. Nachteilig wirkt sich Zahnradabrieb auf die Lebensdauer der Wälzlager aus. Eine Ölumlaufschmierung mit Ölfilter ist hier vorteilhaft. Die Schmierung der Lager und Zahnräder von Kegelradachsantrieben erfolgt ausschließlich mit einem druckfesten Hypoidöl. Während die Lager der Tellerradwelle durch das Spritzöl gut geschmiert werden, müssen bei der Ritzelwelle oft Zu- und Abführkanäle für das Öl vorgesehen werden.

436

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

11.2.2 Grundlagen der Schmierung von Zahnradgetrieben

Beim Zahneingriff überlagern sich zwei Bewegungsarten: Roll- und Gleitbewegung. Die Gleitgeschwindigkeit weist dabei am Anfang A oder am Ende E des Zahneingriffs, d.h. am Fuß oder am Kopf des Zahns, ein Maximum auf; im Wälzpunkt C beträgt sie Null, Abb. 11.7. Mit Zunahme des Gleitanteils erhöht sich die Verschleißbeanspruchung. An den Zahnflanken treten die günstigsten Schmierungsbedingungen in der Nähe des Wälzpunkts auf, während sich an den Zahnköpfen, bedingt durch den Eingriffsstoß und durch hohe Temperaturen infolge höherer Gleitgeschwindigkeit, ungünstigere Verhältnisse ergeben. Abbildung 11.7 zeigt typische Reibungsbereiche an den Zahnflanken: • Grenzreibung: Es besteht Festkörperreibung. Die Zahnflanken sind nur durch eine wenige Nanometer dicke Grenzschicht aus chemisch gebildeten Reaktionsprodukten getrennt. Diese soll den metallischen Kontakt vermeiden (Grenzschmierung). • Mischreibung: Die Zahnflanken sind nur teilweise durch einen Schmierfilm getrennt. Es besteht nebeneinander Flüssigkeitsreibung und Festkörperreibung. Wo sich die Oberflächen berühren, herrscht die Grenzschmierung. • Flüssigkeitsreibung (Hydrodynamik): Die Zahnflanken sind vollständig durch einen Schmierfilm getrennt. Es herrscht elasto-hydrodynamische Schmierung.

Abb. 11.7. Typische Reibungsbereiche auf Zahnflanken bei hohen Flächenpressungen [11.34–11.35]. a Niedrige Umfangsgeschwindigkeit (bis 5 m/s); b hohe Umfangsgeschwindigkeit. A Anfangspunkt des Eingriffs; B Innerer Einzeleingriffspunkt; C Wälzpunkt; D Äußerer Einzeleingriffspunkt; E Endpunkt des Eingriffs

11.2 Schmierung von Getrieben, Getriebeschmierstoffe

437

Der Schmierstoff wirkt bei der Reibungs- und Verschleißminderung an den Zahnflanken also zweifach [11.1, 11.32, 11.35, 11.42]: 1/ Elasto-hydrodynamischer Schmierfilm: EHD-Schmierfilm, 2/ Chemischer Schutzfilm: häufig auch Grenzschicht oder Reaktionsschicht genannt. 1/ Elasto-hydrodynamischer Schmierfilm

Der Schmierungsvorgang ist diskontinuierlich, da der Tragfilm bei jedem Zahneingriff neu aufgebaut werden muss. Die hydrodynamische Schmierungstheorie der Gleitlager lässt sich infolge der hohen Pressungen für die Verzahnungen nicht anwenden. Es muss die elasto-hydrodynamische Schmierungstheorie angewandt werden. Diese Theorie berücksichtigt die Druckviskosität des Öls und die Elastizität der Zahnflanken. Die elasto-hydrodynamische Schmierung ist durch zwei grundlegende Merkmale gekennzeichnet: • Die Viskosität des Ölfilms steigt durch die hohe Flankenpressung sprunghaft an. • Durch die hohe Flankenpressung findet eine elastische Verformung an den Berührungsstellen der Zahnflanken statt. Die im Eingriff stehenden balligen Zahnflanken flachen sich unter Belastung ab. Die viskositätsbedingte Tragfähigkeit des Schmierfilms und die Vergrößerung der Berührungsfläche vermeiden den direkten Kontakt der Zahnflanken. Die Ausbildung des Schmierspalts und den Druckverlauf im Berührungsbereich zeigt Abb. 11.8. Vor dem Schmierspaltende bildet sich eine Druckspitze, das Spaltende bei Schmierstoffaustritt ist eingeschnürt. Die Dicke des Schmierfilms hängt im Wesentlichen von der Verzahnungsgeometrie, der Schmierölviskosität, der Umfangsgeschwindigkeit, der Flächenpressung, der Zahnflankentemperatur und der Oberflächenrauheit ab. 2/ Chemischer Schutzfilm

Kommt es bei Mischreibung oder Grenzreibung zur Berührung der Oberflächen, so setzt die Wirkung der verschleißmindernden Zusätze in den Ölen ein, und es bildet sich ein chemischer Schutzfilm auf den Zahnflanken [11.27, 11.50]. Die verschleißmindernden Zusätze werden als EP-(Extreme Pressure-)Additive bezeichnet. Als zweiter Begriff hat sich die Bezeichnung AW-(Antiwear-)Additive eingebürgert, der direkt auf den Einsatzzweck dieser Wirkstoffe hinweist. Vereinfacht lässt sich sagen, dass milde EP/AW-Additive im ersten Schritt physikalisch adsorbiert werden und erst im zweiten Schritt (bei der Belastung) chemische Reaktionsschichten bilden. Sie vermeiden ein Verschweißen der sich berührenden Flächen durch Bildung von Oberflächenreaktionsschichten mit geringerer Scherfestigkeit als bei den reinen Werkstoffen [11.49], Abb. 11.9.

438

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Abb. 11.8. Ausbildung des Schmierspalts bei elastohydrodynamischer Schmierung [11.16]. a unbelastet; b belastet ohne Bewegung; c belastet und rotierend mit Schmierfilm

Sehr reaktive EP/AW-Additive führen bereits vor dem Erreichen der Ansprechtemperatur zu messbaren Reaktionsschichten. Sie bilden dann bei sehr hohen Belastungen rasch die abgeriebene Reaktionsschicht nach. Die Erwärmung der Zahnflanken durch Reibung führt beim Überschreiten einer für den Schmierstoff charakteristischen Temperatur zur Zerstörung dieser Grenzschicht.

Abb. 11.9. Mischreibung, Oberflächenreaktionsschicht – Schutz der darunter liegenden Metallschicht

11.2 Schmierung von Getrieben, Getriebeschmierstoffe

439

Die Zusammensetzung der Reaktionsschichten hängt sehr stark von den mechanischen Bedingungen, den Werkstoffen, der Temperatur, der Schmierstoffgrundflüssigkeit und den Additiven ab. Untersuchungen zeigen, dass die chemische Reaktion zwischen Additive und Zahnflanke die entscheidende Rolle bei der Fresslast spielt. Der Verlauf der Fresslast-Geschwindigkeitskurven ist entscheidend vom Additiv abhängig [11.4]. 11.2.3 Wahl des Schmierstoffs

Bei normalem Betrieb beträgt die Öltemperatur im Ölsumpf von Pkw- und NkwGetrieben ca. 60 bis 90 °C. Bei extremen Einsätzen wie beispielsweise Bergfahrten mit Anhänger kann die Ölsumpftemperatur bis ca. 110 °C ansteigen. Lokal sind Öltemperaturen von 130 bis 160 °C möglich. Moderne Schmieröle sind grundsätzlich aus mehreren Komponenten zusammengesetzt. Sie bestehen aus einem Grundöl und entsprechenden Additiven. Als Grundöle zur Herstellung von Getriebeölen werden hauptsächlich Mineralöle eingesetzt. Die einzelnen Mineralöle unterscheiden sich in ihrem Viskositätsindex VI [11.12]. Der Viskositätsindex beschreibt das Kälte-/Wärmeverhalten des Grundöls, d.h. bei tiefen Temperaturen noch ausreichend flüssig zu sein, aber bei hohen Temperaturen nicht zu dünnflüssig zu werden. Gute Mineralöle haben einen VI von ca. 95 bis 105, hochwertige Öle erreichen einen VI bis zu 150. Sind extreme Temperaturen (unter –20 °C und über 140 °C) zu erwarten, dann finden Syntheseöle Anwendung. Die Eigenschaften der Getriebeöle werden weitgehend durch die Additive und so genannten Packages beeinflusst. Als „Package“ wird ein aus mehreren Additiven zusammengesetzter Getriebeölbestandteil bezeichnet, dessen Anteil am Gesamtvolumen ca. 2 bis 10 % beträgt. Die gebräuchlichsten Additive für Getriebeschmieröle sind nach [11.31]: • EP-(Extreme Pressure-)Additive zur Verbesserung der Hochdruckeigenschaften, • Korrosionsinhibitoren zur Verhinderung von Rost, Grünspan und ähnlichen schädlichen Oxidationsprodukten, • D/D-(Detergent/Dispergent-)Schmutztrage- und Schmutzlöse-Additive, • Frictionmodifier zur Reibungsminderung und Verschleißsenkung, • VI-Verbesserer zur Steigerung des Hoch- und Tieftemperaturverhaltens. Durch sinnvolle Wahl und Zusammensetzung der Additive können so Schmierstoffe mit unterschiedlichen Eigenschaften hergestellt werden. Die einzelnen Additive sollten sich in ihrer Wirkung positiv ergänzen.

440

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

11.2.4 Wahl der Schmierstoffeigenschaften 1/ Viskosität

Die wohl wichtigste Eigenschaft der Getriebeöle ist ihre Fließfähigkeit – die Viskosität. Die Viskosität oder Zähigkeit beschreibt die innere Reibung der Flüssigkeit. Man unterscheidet zwischen dynamischer Viskosität η und kinematischer Viskosität ν, wobei fast ausschließlich die kinematische Viskosität angegeben wird. Sie berechnet sich als Quotient aus dynamischer Viskosität und Dichte des Öls ρ

ν=

η . ρ

(11.7)

Schmieröle werden in Viskositätsgruppen eingeteilt. Sowohl für Kfz-Motorenöle als auch für Kfz-Getriebeöle ist die Einteilung nach SAE-Klassen gebräuchlich, Abb. 11.10. Die Auswahl der geeigneten Viskosität für ein Zahnradgetriebe kann nach DIN 51509 [11.9] vorgenommen werden. Die kinematische Nennviskosität wird dabei in Abhängigkeit von der Wälzpressung und der Gleitgeschwindigkeit bestimmt.

Abb. 11.10. Vergleich verschiedener Systeme der Viskositätsklassifikation (Basis: VI=100) [11.16]

11.2 Schmierung von Getrieben, Getriebeschmierstoffe

441

Der Aufbau eines flüssigen Tragfilms ist nach den Erkenntnissen der EHDTheorie auch bei Reibpartnern mit ungünstigen Schmierungsverhältnissen und großen Flächenpressungen möglich, wie sie beim Zahneingriff anzutreffen sind. Nach dieser Theorie lässt sich in Abhängigkeit von der Belastung, der Umfangsgeschwindigkeit, der wirksamen Temperatur und der Viskosität des Schmierstoffs die Schmierfilmdicke ermitteln [11.44]. Diese Filmdicke ist als ausreichend anzusehen, wenn sie größer als die mittlere Rautiefe der Zahnflankenoberfläche ist. Bei vorliegenden Betriebsbedingungen kann umgekehrt für eine gegebene Verzahnung die für den Aufbau eines ausreichend dicken Tragfilms notwendige Schmierölviskosität bestimmt werden. Mit steigender Viskosität verbessern sich die Grübchen- und Fresstragfähigkeit der Verzahnung. Das Dämpfungsvermögen erhöht sich, die Lastverluste verringern sich. Ist die Schmierölviskosität zu groß, so treten auch negative Effekte auf. Beispielsweise können die Reibungsverluste und damit die Temperaturen sehr groß werden [11.48]. Eine geringere Viskosität verbessert das Kältefließvermögen, das Luftabscheideverhalten und das Kühlvermögen. Die Leerlaufverluste verringern sich. Die Wahl der Viskosität ist stets ein Kompromiss. Sie wird vielfach auch durch andere, sich im Schmierkreislauf befindlichen Bauelemente (z.B. hydrodynamischer Wandler) bestimmt. 2/ Viskositäts-/Temperaturverhalten

Schmieröle verringern mit steigender Temperatur exponentiell ihre Viskosität. Der Viskositäts-Temperaturverlauf von Schmierölen auf Mineralölbasis (a) ergibt im doppeltlogarithmischen Ubbelohde-Diagramm eine Gerade, Abb. 11.11. Der Grad der Viskositätsänderung ist vom Grundöl abhängig.

Abb. 11.11. Ubbelohde-Diagramm (doppeltlogarithmischer Maßstab). Prinzipielle Viskositäts-Temperaturverläufe verschiedener Getriebeöle [11.23]: a mineralisches Getriebeöl; b Getriebeöl auf Poly-α-OleofinBasis; c Getriebeöl auf Polyglykol-Basis

442

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Synthetische Schmieröle auf der Basis von Poly-α-Oleofinen (b) ergeben im Ubbelohde-Diagramm ebenfalls Geraden. Die Viskositätskurven von Ölen auf Polyglykol-Basis (c) verlaufen hingegen gekrümmt [11.23]. Die empirische „Ubbelohde-Walther-Formel“ (DIN 51563) ergibt sich zu

m=

W1 − W 2 . log T2 − log T1

(11.8)

In Gl. (11.8) bedeuten: m Richtungskonstante; übliche Werte sind 2 < m < 5, W log log (ν + 0,8), ν kinematische Viskosität, T Prüftemperatur in K. Die Neigung der Gerade, die Richtungskonstante m, ist ein Maß für die Temperaturabhängigkeit des Schmieröls. Als Kennwert für das Viskositäts-/Temperaturverhalten dient der Viskositätsindex VI nach DIN ISO 2909 [11.12]. 3/ Viskositäts-/Druckverhalten

In Kraftfahrzeuggetrieben treten während des Zahneingriffs kurzzeitig sehr hohe Hertzsche Pressungen (über 2000 N/mm2) auf. Die dynamische Viskosität ηp des Öls steigt dabei an

ηp = η0 e α p .

(11.9)

In Gl. (11.9) bedeuten: ηp dynamische Viskosität bei Arbeitsdruck in Pa s, η0 dynamische Viskosität bei 1 bar, α Viskositäts-Druck-Koeffizient des Öls in Pa-1, p Arbeitsdruck in Pa. Die Druckkoeffizienten gängiger Öltypen liegen im Bereich 0,7 ≤ α 25°C ≤ 8 Pa-1. 4/ Stockpunkt und Flammpunkt

Der Stockpunkt (Pourpoint) beschreibt das Fließverhalten bei tiefen Temperaturen. Der Stockpunkt muss mindestens 5 K unter der niedrigsten Betriebstemperatur liegen. Der Flammpunkt ist nur bei wenigen, kritischen Hochtemperaturanwendungsfällen zu beachten, die für den Kraftfahrzeugbau nicht zutreffen. 5/ Schaumneigung und Luftabscheidevermögen

Bei der Schaumbildung ist zu unterscheiden in Oberflächenschaum und Bläschenschaum. Der Oberflächenschaum lässt sich durch konstruktive Maßnahmen (Leit-

11.2 Schmierung von Getrieben, Getriebeschmierstoffe

443

bleche, Beruhigungsräume) verhindern. Bläschenschaum wird durch den Zusatz einer geringen Menge Silikonöl vermieden. Dadurch verschlechtert sich aber das Luftabscheidevermögen. 6/ Wasserabscheidevermögen

Um die Schaumbildung zu vermeiden, sollte eindringendes Wasser nicht mit dem Öl emulgieren. 7/ Alterungsverhalten, Oxidationsverhalten

Als Ölalterung wird die chemische Veränderung bezeichnet, die sich unter dem Einfluss von hohen Temperaturen und katalytisch wirkenden Metallen vollzieht. Die Alterung wird hauptsächlich durch Oxidation von Ölmolekülen verursacht. Die in Zahnradgetrieben auftretenden hohen Flankentemperaturen, die starke Verwirbelung des Öls sowie im Öl enthaltene Verunreinigungen fördern die Alterung in besonderem Maße. Durch oxidationshemmende Additive kann die Oxidationsbeständigkeit der Getriebeöle verbessert werden. 8/ Korrosionsschutz

Das Korrosionsschutzvermögen des Öls lässt sich verbessern, indem Wirkstoffe beigesetzt werden, die einen schützenden Film auf den Metalloberflächen im Getriebe erzeugen und/oder die bei der Ölalterung gebildeten korrosiven Zersetzungsprodukte neutralisieren. 9/ Dichtungsverträglichkeit

Unter der Einwirkung von Getriebeölen dürfen sich Dichtungen hinsichtlich ihrer Materialeigenschaften nicht verändern. Sie dürfen beispielsweise nicht schrumpfen, quellen oder verspröden. Des Weiteren sollten sie auch keine Materialkomponenten abscheiden, die zur Beeinträchtigung der Öleigenschaften und damit der Getriebefunktion führen. 11.2.5 Lebensdauerschmierung bei Fahrzeuggetrieben

In Anbetracht der Diskussion um umweltfreundlichere und kostengünstigere Erzeugnisse kommt der Lebensdauerschmierung von Kraftfahrzeuggetrieben besondere Bedeutung zu. Eine Lebensdauerschmierung bringt folgende Vorteile: • Geringerer Schmierstoffverbrauch, • Reduzierte Schmierstoffkosten bezogen auf die Getriebelebensdauer und • Geringe Wartungskosten (Stillstandszeiten). Lebensdauerschmierung bedeutet, dass die Ölwechselintervalle sich bis zur Gebrauchslebensdauer des Fahrzeugs vergrößern. Ein Ölwechsel nach einer

444

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

bestimmten Einlaufzeit ist aber wahrscheinlich nicht zu vermeiden. Bei PkwHandschaltgetrieben ist die Lebensdauerschmierung schon eingeführt, bei höher beanspruchten Nkw-Getrieben und Automatgetrieben muss der Übergang auf die Lebensdauerschmierung im Zuge neuer Getriebegenerationen erfolgen [11.26]. Während der Gebrauchslebensdauer eines Getriebes verändert sich der Schmierstoff durch Oxidation, Zersetzung, Additive-Abbau, Viskositätsänderung, Feuchtigkeits- und Partikelaufnahme. Dadurch wird aber auch die Lebensdauer der Zahnräder, Lager und Schaltelemente beeinflusst. Die erhöhten Anforderungen, die an Schmierstoffe zur Lebensdauerschmierung gestellt werden, erfüllen synthetische Öle bei sinnvoller Grundöl- und Additive-Auswahl heute schon weitgehend. 11.2.6 Prüfung der Fresstragfähigkeit von Getriebeschmierstoffen

Für die experimentelle Untersuchung der Fresstragfähigkeit werden im Wesentlichen zwei Kategorien von Prüfmaschinen eingesetzt: • Zahnrad- und Rollenprüfmaschine und • Zwei-, Vier- (VKA) und Fünfkugelapparat. Im Vorfeld der Applikation bei der Neu- und Weiterentwicklung sowie bei der Qualitätskontrolle von Schmierstoffen sind kosten- und zeitaufwändige Prüfstandsuntersuchungen notwendig. Mit den steigenden Anforderungen an Schmierstoffe und Reibmaterialien durch Leichtbau und höhere Leistungsübertragung steigen auch die Anforderungen an die Fresstragfähigkeit der Reibpaarungen. Die endgültige Bewertung der Fresstragfähigkeit erfolgt auf Zahnradprüfständen. Mit der Integral-Temperatur-Methode existiert heute eine befriedigende Berechnungsmethode, die Fresstragfähigkeit von Praxisgetrieben aus Zahnradprüfstandsuntersuchungen zu ermitteln [11.39]. Untersuchungen haben gezeigt, dass die Integral-Temperatur auch ohne Verwendung eines Zahnradprüfstands aus Prüfergebnissen des Vier-Kugel-Apparats bestimmbar ist. Die Bewertung der Fresstragfähigkeit von Getrieben erfolgt auf der Grundlage einer mittleren, gewichteten Kontakttemperatur (Integral-Temperatur). Das Kriterium der Konstanz der Integral-Temperatur wird als beste Methode zur Übertragung von Getriebeprüfstandsuntersuchungen auf das Praxisverhalten betrachtet [11.56]. Gemäß dieser Methode wird mit einem Zahnradverspannungsprüfstand (FZG-Prüfstand) für eine gegebene Schmierstoff-/Werkstoffkombination die zulässige Integral-Temperatur Tint,zul ermittelt Tint, zul = Töl + a Tbl .

In Gleichung (11.10) bedeuten: Tint,zul zulässige Integral-Temperatur, Ölbadtemperatur, Töl α Konstante a = 1,2, Blitz-(Reib-)Temperatur. Tbl

(11.10)

11.3 Ölversorgung und Ölpumpen

445

Diese Temperatur hat für eine Schmierstoff-/Werkstoffkombination, unabhängig von den Betriebsbedingungen, einen konstanten Wert. Beim Überschreiten dieser Temperatur erfolgen Fressschäden an der Zahnradpaarung (20 % der aktiven Zahnflankenhöhe des Ritzels zeigen Verschleißerscheinungen). Wird analog der Berechnungen der zulässigen Integral-Temperatur für den FZG-Prüfstand diese Rechnung für ein Praxisgetriebe mit den zugehörigen Betriebsparametern durchgeführt, so darf der erhaltene Integral-Temperaturwert Tint für einen fresssicheren Betrieb den mit dem Prüfstand ermittelten zulässigen Temperaturwert Tint,zul nicht überschreiten. Für die Fresssicherheit gilt: Ss =

Tint, zul Tint

≥ 1,2 .

(11.11)

In Gleichung 11.11 bedeuten: Fresssicherheit, Ss Tint,zul zulässige Integral-Temperatur, Integral-Temperatur. Tint Die Prüfmethodik erfolgt nach DIN 51354 (FZG-Zahnrad-Verspannungsprüfmaschine), d.h. bei konstanter Umfangsgeschwindigkeit wird die Belastung in Intervallen so lange gesteigert, bis Fressverschleiß eintritt. Untersuchungen [11.43] zeigten aber auch, dass mit wachsender Umfangsgeschwindigkeit die verschleißfrei übertragene Zahnbelastung bis zu einer bestimmten Geschwindigkeit abnimmt. Eine weitere Geschwindigkeitssteigerung bewirkt jedoch einen erneuten Anstieg der Fressverschleißtragfähigkeit. Die wahrscheinliche Ursache im Verhalten wird durch die bekannte Elasto-Hydrodynamik der gebildeten Schmierschicht erklärt. Die Primäranforderungen für einen Getriebeschmierstoff liegen nach [11.48] bei: • gutes FZG-Ergebnis, Mindestkraftstufe 9 und • guter VKA-Schweißkraftwert, beginnt bei 3000 N Schweißkraft (Materialpaarung Stahl/Stahl). Die VKA-Schweißkraft wird nach DIN 51350 ermittelt. Das Lasttragevermögen, bedingt durch effektive Viskosität und Additiveinfluss, steigt mit zunehmender VKA-Schweißkraft und abnehmender Verschleißkalottengröße. Einen starken Einfluss auf die Fresstragfähigkeit hat eine geeignete ExtremePressure-Additivierung. Dies kann man mit den beschriebenen Prüfmethoden nachweisen. Durch geeignete Additive kann die Fresstragfähigkeit teilweise verfünffacht werden [11.40].

11.3 Ölversorgung und Ölpumpen In Stufenautomat- und mechanischen Stufenlosgetrieben (Definition gemäß Abb. 1.2) besitzt das Getriebeöl mehrere Aufgaben. Es überträgt hydrodynamisch Leistung im Drehmomentwandler oder Retarder, es beeinflusst die Reibwert-

446

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

verläufe der Kupplungen, es führt die Wärme ab und schmiert Zahneingriffe und Lager. Es liefert Informationen und Druckenergie zur Betätigung von Ventilen und Schaltelementen. 11.3.1 Ölversorgung

Diese vielfältigen Aufgaben spiegeln sich in den verschiedenen Ölkreisläufen wider. Abbildung 11.12 zeigt ein vereinfachtes Schema der Ölversorgung für ein konventionelles Automatgetriebe. Die Ölpumpe saugt das Öl aus der Ölwanne an und erzeugt den Öldruck. Ein Ölfilter reinigt das Öl von Schmutzpartikeln. Der Hauptdruck hat das höchste Niveau im System. Er liegt direkt hinter der Pumpe an und beträgt bei einem konventionellen Automatgetriebe bis zu 20 bar. Alle anderen Drücke sind von diesem abgeleitet. Die Druckregelung und Druckverteilung findet im hydraulischen Schaltgerät statt. Druckregel- und Regelmagnetventile reduzieren den Druck auf die Größe, wie er für die verschiedenen Aufgaben im Getriebe erforderlich ist. Die Druckverteilung erfolgt durch Schalt- und Schaltmagnetventile. Das Schaltgerät befindet sich in der Ölwanne und wird durch Signale der elektronischen Getriebesteuerung TCU gesteuert. Getriebesignale, wie Drehzahlen oder Sumpftemperatur, werden über Sensoren im Getriebe erfasst. Die Signalkommunikation mit Fahrzeug und Motor erfolgt über eine Schnittstelle. Beim Gangwechsel liegt am Schaltelement ein veränderlicher Schaltdruck von 6–12 bar an. Nach Ablauf der Schaltung wird der Schaltdruck durch den Hauptdruck ersetzt (Druck außerhalb Schaltung). Der Hauptdruck wird abhängig vom Motordrehmoment geregelt. Der Druck in der Wandlerüberbrückungskupplung wird ebenfalls nach dem zu übertragenden Motordrehmoment eingestellt.

Abb. 11.12. Ölversorgung am Beispiel eines konventionellen Automatgetriebes

11.3 Ölversorgung und Ölpumpen

447

Der Drehmomentwandler wird in einem eigenen Kreislauf befüllt. Dieser dient auch zur Speisung der Schmierstellen und in ihm befindet sich meist der Ölkühler. Das Schmieröl ist gezielt an alle Kupplungen, dynamische Kupplungsausgleichsräume, Lager und Verzahnungen zu bringen. Der Schmierdruck beträgt 3–6 bar und steht an den Schmierstellen an. Aus den Schmierstellen der Radsätze und Schaltelemente sowie der Nullabflüsse der Ventile fließt das Öl wieder in den Sumpf. Dazu sind genügend Abflussöffnungen vorzusehen. Der Betriebstemperaturbereich des Öls gemessen im Ölsumpf, liegt zwischen –30 °C und +130 °C. Die Ölsumpfdauertemperatur soll unter 100 °C liegen. 1/ Ölmenge

Die korrekte Ölfüllmenge ist wichtig für Funktion und Wirkungsgrad des Getriebes. Der Bestimmung der Ölfüllmenge (Öleinstellung) wird daher in der Entwicklungsphase große Aufmerksamkeit geschenkt. Bei konventionellen Pkw-Automatgetrieben liegt die Ölmenge bei ca. 10 Litern und bei Nkw-Automatgetrieben bei ca. 30 Litern. Der Ölspiegel muss bei allen relevanten Fahrzeugneigungen und Öltemperaturen genügend Abstand zu den rotierenden Teilen aufweisen. Es darf nicht zu Ölauswurf über den Getriebeentlüfter, zu Verschäumung durch panschende Räder oder zu Ansauggeräuschen kommen. Das Getriebe muss auch ein Maß an Überbefüllung (bei Pkw-Automaten bis zu 0,5 Liter) ertragen, ohne die vorgenannten negativen Auswirkungen zu haben. Maßnahmen können z.B. Schwallbleche oder ein Ölausgleichsbehälter sein. Bei Getrieben mit integriertem Achsdifferential (z.B. Frontquer-Getriebe) ist diese Öleinstellung besonders wichtig. 2/ Ölwanne

Die geforderte Bodenfreiheit ist eine maßgebliche Randbedingung bei der Gestaltung der Ölwanne. Ferner ist auf die Geräuschempfindlichkeit durch ihre Membranwirkung zu achten. Hier sind Kunststoffölwannen, wie auch im Hinblick auf das Gewicht, günstiger als Blechölwannen. Die Abdichtung der Ölwanne zum Getriebegehäuse erfolgt durch eine Flächendichtung (Form- oder Papierdichtung), s. Abschn. 11.5. Eine gute Pressungsverteilung (Druckbild) ist sicherzustellen. Der Ansaugpunkt für das Öl muss so gestaltet sein, dass bei Beschleunigung, Verzögerung, Kurvenfahrt und Fahrzeugneigung sicher Öl angesaugt wird. Bei Getrieben mit besonderen Anforderungen, z.B. für militärische oder Motorsport-Einsätze, bei denen große Bodenfreiheit oder eine besonders tief liegende Kurbelwellenachse gefordert ist, sind auch Trockensumpfschmierungen anzutreffen. Der Ölvorrat wird hier nicht in der Ölwanne, sondern in einem separaten Ölbehälter unter geringem Druck (ca. 1 bar) gespeichert. Eine Saugpumpe fördert das zurücklaufende Öl aus der flachen Ölwanne in den Behälter. 3/ Ölreinigung, Filter

Aus dem Herstellprozess des Getriebes, aber auch durch Verschleiß im Laufe der Betriebsjahre, werden Partikel verschiedener Größe und Materialien in das

448

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Getriebeöl eingebracht. Stufenautomat- und mechanische Stufenlosgetriebe haben Bauteile mit engen funktionswichtigen Spielen (Ventile, Pumpe usw.) und sind daher empfindlich gegen Ölverunreinigungen. Ein Ölfilter reinigt das Öl von verschleißgefährdenden Schmutzpartikeln. Nach Art der Filterschaltung unterscheidet man in Haupt- und Nebenstromfilter. Durch einen Hauptstromfilter fließt die gesamte Ölmenge. Gegen die Feinverschmutzung des Öls kann zusätzlich ein Nebenstromfilter eingesetzt werden. Durch ihn fließen nur ca. 30 % der Ölmenge. Des Weiteren wird zwischen Saug- und Druckfiltern unterschieden. Saugfilter sitzen vor und Druckfilter nach der Ölpumpe. Bei Saugfiltern ist ein Kompromiss zwischen Abscheidegrad und ausreichendem Durchgang (Druckverlust) vor allem bei Kaltstart zu finden. Die Feinheit eines Filters wird häufig mit der Maschen- oder Porenweite angegeben. Der Saugfilter des konventionellen Pkw-Automatgetriebes ZF 6 HP 26 nach Abb. 12.25 weist ein Vliesfilter mit einer Porengröße auf, die Partikel von größer 60 µm zurückhält. Relevant ist letztlich der statistische Rückhaltewert. Er berücksichtigt unregelmäßige Porengrößen sowie unregelmäßige Formen der Schmutzpartikel. Der β-Wert definiert diesen Rückhaltegrad. β60 = 100 bedeutet, dass von 100 Teilchen der Größe 60 µm nur ein Teilchen durchgelassen wird. Beim Getriebe nach Abb. 12.25 sind Ölfilter und Saugrohr in die Kunststoffölwanne integriert. Zur Bindung metallischer Partikel sind im Ölsumpf Dauermagnete angebracht. Sie befinden sich an einer ölberuhigten Stelle, damit die Partikel nicht wieder abgeschwemmt werden. 4/ Ölkühlung

Bei Getrieben mit Drehmomentwandler (AT, CVT), schlupfenden nasslaufenden Anfahrkupplungen (DCT, CVT) oder integrierten Retardern bei Nkw, reicht die Oberfläche des Gehäuses nicht aus zur Wärmeabfuhr. Das Getriebeöl wird einem Ölkühler zugeleitet. In der Regel handelt es sich um einen Öl-Wasserkühler. Dieser kann fahrzeugseitig oder direkt am Getriebe befestigt sein. Seltener wird ein Öl-Luftkühler verwendet. 11.3.2 Ölpumpen

Ölpumpen werden in verschiedenen Arten von Fahrzeuggetrieben eingesetzt. Sie haben immer die Aufgabe, Öl in definierter Menge und mit einem definierten Druck als Schmier- oder Steueröl bereitzustellen. Wenn irgend möglich, wird versucht, ohne zusätzliche Ölpumpe im Getriebe auszukommen. Nach Einsatz und Druckbereich kann im Wesentlichen unterschieden werden in: • Reine Schmierölpumpen: bis ca. 6 bar: − Nkw-Handschaltgetriebe mit Einspritzschmierung, − Verteilergetriebe etc. • Steuerölpumpen: − Sie übernehmen auch vorgenannte Aufgabe der Schmierölversorgung,

11.3 Ölversorgung und Ölpumpen

449

− Allradsperrensysteme: bis ca. 20 bar zur Versorgung von Aktuatoren und Kupplungen, − Automatisierte Schaltgetriebe (AMT): bis ca. 20 bar zur Versorgung von Getriebe- und Kupplungsstellern, − Stufenautomatgetriebe (AT, DCT): bis ca. 20 bar, − Mechanische Stufenlosgetriebe: bis ca. 70 bar und − Hydrostatische Stufenlosgetriebe: bis ca. 450 bar. In Stufenautomat- und mechanischen Stufenlosgetrieben stellt die Ölpumpe eine Kernbaugruppe dar. Sie hat folgende Anforderungen zu erfüllen [11.21], die sinngemäß auch auf andere Getriebearten übertragbar sind: • Uneingeschränkte Funktion von –30 bis +150 °C Öltemperatur (bei –40 °C Öltemperatur darf keine Schädigung auftreten), • Ausfallsicherheit bei Ölverschmutzung äquivalent der definierten Filterfeinheit, • Sichere Funktion über den ganzen Motordrehzahlbereich, • Kavitationssicherheit auch bei hohen Motordrehzahlen, • Sicherstellen des Öl-Spitzenbedarfs bei der Schaltung (Anhaltswert bei konventionellen Pkw-Automatgetrieben: ca. 50 l/min) und • Kritische Betriebspunkte hinsichtlich Unterversorgung und damit auslegungsrelevant sind hohe Temperaturen: − Gangeinlegen bei Leerlaufdrehzahl und heißem Öl (Anhaltswert bei konventionellen Pkw-Automatgetrieben: ca. 10 l/min), − Ausrollschaltungen bei niederen Drehzahlen und heißem Öl und − WK-Regelung bei hohen Momenten, niederen Drehzahlen und heißem Öl.

Abb. 11.13. Einteilung von Ölpumpen für Fahrzeuggetriebe

450

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Bei Pumpen wird nach Art der Volumenförderung in Umlauf- und Hubverdrängung unterschieden. Nach der Art des Verdrängerelements kann weiter in Zahnrad-, Flügel- und Kolbenpumpen unterteilt werden, Abb. 11.13. Bei Konstantpumpen steigt der Volumenstrom linear mit der Drehzahl. Bei Verstellpumpen wird das Fördervolumen variabel geregelt. Das Verdrängervolumen V (auch als Förder- oder Schluckvolumen bezeichnet) gibt das Fördervolumen pro Umdrehung (cm3/U), bzw. bei Kolbenpumpen den Hubraum an. Außenzahnradpumpe

Außenzahnradpumpen bestehen nur aus wenigen Bauteilen. Dies sind im Wesentlichen die Antriebswelle, die beiden Zahnräder, das Pumpengehäuse und der Pumpendeckel, Abb. 11.14. Die Zahnlücken füllen sich auf der Saugseite mit Öl, das entlang des Gehäuses zur Druckseite befördert wird. Bei Zahnradpumpen entspricht das Verdrängervolumen der Summe der Zahnlückenvolumen. Mit der Zahnbreite b und dem Modul m lässt sich über die Kreisringfläche das Zahnlückenvolumen einer Außenzahnradpumpe näherungsweise herleiten zu V ≈π d mb.

Abb. 11.14. Aufbau einer Außenzahnradpumpe

(11.12)

11.3 Ölversorgung und Ölpumpen

451

Mit 2 gleich großen Zahnrädern und m = d / z sowie einer Drehzahl n ergibt sich damit die theoretische Fördermenge zu 2 π d2 b n V&th = 2 V n = z

(11.13)

bzw. als Zahlenwertgleichung 2 π d 2 [mm 2 ] b [mm] n [1/min] . V&th [l/min] = z 10 6

(11.14)

Die Außenzahnradpumpe hat drei Dichtstellen. Die Zahnradstirnseiten dichten axial durch die sich einstellenden stirnseitigen Spalte, die Zahnköpfe dichten radial gegenüber dem Gehäuse ab. Die Zahnflanken im Eingriff bilden die dritte Dichtstelle. Im Bereich der kämmenden Zähne wird das Öl eingeschlossen und durch das sich auf die Größe des Zahnspiels verkleinernde Zellenvolumen gequetscht. Durch konstruktiv eingebrachte Quetschtaschen im Pumpengehäuse und/oder Pumpendeckel kann das Volumen des Quetschöls zur Druck- oder Saugseite abfließen. Die Verluste durch das Quetschöl sowie die Leckageverluste an Zahnkopf und Stirnseitenspalt werden als volumetrische Verluste η vol der Pumpe bezeichnet. Damit ergibt sich die effektive Fördermenge zu V& = V&th − V&Lecköl = V&th ηvol .

(11.15)

Hinzu kommen noch hydraulisch-mechanische Ölscher- und Reibungsverluste η h,m. Die erforderliche Antriebsleistung P der Pumpe ergibt sich damit zu

1 1 1 P = V&th ∆p = V& ∆p = V& ∆p . ηh, m ηh, m ηvol ηges

(11.16)

Der Gesamtwirkungsgrad η ges = η h,m η vol schwankt abhängig von der konstruktiven Gestaltung der Pumpe, der dynamischen Viskosität des Öls, der Öltemperatur und der Spaltweite zwischen 0,6 und 0,9. Um die Leckageverluste gering zu halten, ist das Axialspiel der Zahnräder minimal zu gestalten. Unter Spaltkompensation versteht man konstruktive Maßnahmen, z.B. durch Federbeaufschlagung, um die Spaltmaße so klein wie möglich und von Druckverformungen unabhängig zu machen. Gängige Bauarten für Ölpumpen von Stufenautomat- und Stufenlosgetrieben sind: 1/ 2/ 3/ 4/ 5/

Innenzahnradpumpe (Mondsichelpumpe), Zahnringpumpe (Gerotorpumpe), Doppelhubige Flügelzellenpumpe, Regelbare Flügelzellenpumpe und Sauggedrosselte Radialkolbenpumpe.

452

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

1/ Innenzahnradpumpe (Mondsichelpumpe)

Die Mondsichelpumpe ist eine bei konventionellen Automatgetrieben gängige Bauart, da sie kurz baut, eine koaxiale Anordnung um den Wandlerhals ermöglicht und sich für hohe Drehzahlen eignet, Abb. 11.15. Siehe auch das Einbaubeispiel Abb. 12.25. Saug- S und Druckseite D werden durch eine Sichel (Radialspalt Zahnköpfe), die Zahnräderstirnseiten (Axialspalte) sowie den Zahneingriff gegeneinander abgedichtet. Die Ölzuleitung und Wegleitung erfolgt axial über das Pumpengehäuse oder den Pumpendeckel. Das Förderprinzip ist vergleichbar der Außenzahnradpumpe. Die rotierenden Zahnlücken transportieren das Öl von der Saug- zur Druckseite. Auch hier müssen entsprechende Quetschtaschen vorgesehen sein. Die Pumpe ist so zu gestalten, dass die Pumpenräder bezüglich der axialen Druckbeaufschlagung weitestgehend ausgeglichen und damit Axialkraft frei sind. Das Verdrängervolumen der Mondsichelpumpe ergibt sich näherungsweise zu V≈

(

)

π b d a12 − d1 '2 . 4

(11.17)

Dabei ist b die Zahnbreite, da1 der Kopfkreisdurchmesser des Pumpenrads und d1' der Teilkreisdurchmesser des Pumpenrads minus zweimal der Kopfhöhe des Pumpenhohlrads [11.36]. Damit ergibt sich die theoretische Fördermenge zu

(

)

π V&th [l/min] ≈ b [mm] d a12 − d1 '2 [mm 2 ] n [1/min] 106 . 4

(11.18)

Die Mondsichelpumpe des Pkw-Automatgetriebes ZF 6 HP 26 nach Abb. 12.25 liefert ca. 20 cm3/U. Das überschüssige Drucköl bei höheren Drehzahlen wird über ein Mengenregelventil direkt zur Pumpensaugseite zurückgeführt.

Abb. 11.15. Mondsichelpumpe. Pumpenrad als treibendes und Pumpenhohlrad als getriebenes Zahnrad

11.3 Ölversorgung und Ölpumpen

453

Abb. 11.16. Gerotorpumpe. Innenrotor als treibendes und Außenrotor als getriebenes Zahnrad

2/ Zahnringpumpe (Gerotorpumpe)

Auch die Zahnringpumpe (häufig als Eaton- oder Gerotorpumpe bezeichnet) ist eine häufig anzutreffende Pumpenbauart bei Stufenautomatgetrieben, Abb. 11.16. Sie kann ebenfalls sehr bauraumeffizient auf dem Wandlerhals angebracht werden. Die Gerotorpumpe ist einfacher herstellbar, als die Mondsichelpumpe, hat einen schlechteren Wirkungsgrad, zeigt sich aber bei höheren Drehzahlen weniger anfällig bezüglich Kavitation. Das Verdrängervolumen der Zahnringpumpe ergibt sich näherungsweise zu V≈

(

)

π b d a12 − d f 12 . 4

(11.19)

Dabei ist b die Rotorbreite, d a1 der Kopfkreisdurchmesser des Innenrotors und d f1 der Fußkreisdurchmesser des Innenrotors. Damit ergibt sich die theoretische Fördermenge zu

(

)

π V&th [l/min] ≈ b [mm] d a12 − d f 12 [mm 2 ] n [1/min] 106 . 4

(11.20)

3/ Doppelhubige Flügelzellenpumpe

Die Flügelzellenpumpe eignet sich weniger für die koaxiale Anordnung auf einer Eingangswelle, als vielmehr als Kompaktpumpeneinheit „off-axis“. Sie ist bzgl. Akustik sensibler als die Mondsichelpumpe, besitzt aber einen günstigeren Wirkungsgrad. Wesentlicher Vorteil ist, dass sie als doppelhubige Pumpe darstellbar ist, d.h. während jeder Umdrehung wird zweimal angesaugt und ausgedrückt, Abb. 11.17. Dieser Pumpentyp wird beispielsweise im Stufenlosgetriebe Audi Multitronic nach Abb. 12.30 verwendet [11.46].

454

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Abb. 11.17. Doppelhubige Flügelzellenpumpe [11.46]

Die zwei Pumpenhälften sind hydraulisch gesehen zwei separate Pumpen. Eine Pumpenhälfte kann bei höheren Motordrehzahlen daher weggeschaltet und so das Fördervolumen reduziert werden. Schaltbar ist die doppelhubige Flügelzellenpumpe z.B. im Stufenlosgetriebe Mercedes-Benz Autotronic, Abb. 12.31, ausgebildet. 4/ Geregelte Flügelzellenpumpe

Bei der geregelten Flügelzellenpumpe wird durch Variation der Rotorexzentrizität das Fördervolumen verändert [11.33]. Durch einen Steuerdruck wird der Hubring um einen Drehpunkt gedreht und so die Rotorexzentrizität und damit das Fördervolumen eingestellt. Der Übergang von den vergleichsweise simplen Konstantpumpen hin zu schaltbaren oder geregelten Pumpen ist hinsichtlich Aufwand und Nutzen sorgfältig abzuwägen. Dies gilt insbesondere bei Stufen-Automatgetrieben (AT und DCT) mit ihrem vergleichsweise niedrigen Druckniveau. Ferner sind mit den großen Getriebespreizungen im realen Fahrbetrieb die Zeitanteile hoher Pumpendrehzahlen relativ gering. Die hydraulischen Steuerungen von mechanischen Stufenlosgetrieben besitzen ein höheres Druckniveau. Zur Begrenzung der Pumpenaufnahmeleistung sind hier in ausgeführten Konstruktionen schaltbare oder geregelte Pumpen zu finden. 5/ Sauggedrosselte Radialkolbenpumpe

In der Radialkolbenpumpe führen in einem Zylinderstern angeordnete und von einem Exzenter angetriebene Kolben Hubbewegungen aus. Bei der sauggedrosselten Radialkolbenpumpe werden die Saugfenster durch die Bewegung der Kolben gemäß den geometrischen Bedingungen verschlossen. Ab einer Grenzdrehzahl, d.h. Kolbengeschwindigkeit, reicht die Befüllzeit nicht mehr aus, den Kolbenraum vollständig zu befüllen. Der Volumenstrom bleibt dann bei weiter steigender Drehzahl nahezu konstant.

11.3 Ölversorgung und Ölpumpen

455

Die Pumpe des Stufenlosgetriebes ZF CFT 30, Abb. 12.32, ist für Drücke bis 70 bar ausgelegt. Der geförderte Volumenstrom ist bis zu einer Motordrehzahl von 2000 1/min proportional zur Motordrehzahl. Bei höheren Drehzahlen wird er auf ein konstantes Niveau von 28 l/min abgeregelt [11.54]. Die sauggedrosselte Radialkolbenpumpe ist für Pkw-Anwendungen im Hinblick auf die Beherrschung der Geräuschentwicklung anspruchsvoll. Bei der Ausführung nach Abb. 12.32 fördern die Kolben das Öl in spezielle Dämpfungskammern, die von einer Stahlringkonstruktion umschlossen sind, die in Radial- und Axialrichtung unterschiedliche Steifigkeiten aufweist. 11.3.3 Detailfragen 1/ Wirkungsgrad

Zum Erreichen eines guten Wirkungsgrads der Ölversorgung sind folgende Punkte zu beachten: • Geringe Leckagen, v.a. im hydraulischen Schaltgerät, • Geringe Ölviskosität, • Hauptdruck so gering wie möglich, − Drehmomentabhängiger Hauptdruck, − Ggfs. Trennung in Hoch- und Niederdruckkreislauf, • Alternativen zu Konstantpumpen überprüfen, • Pumpenkonzept mit gutem Wirkungsgrad η ges = η vol η mech , − Innere Leckage auf Minimum reduzieren, • Auslegung der Pumpe auf kleinstmögliches Fördervolumen. 2/ Geräuschverhalten, Pulsation und Kavitation

Bei der Auslegung von Pumpenverzahnungen spielt die Beanspruchung eine untergeordnete Rolle. Neben dem Wirkungsgrad ist die Akustik ein Hauptkriterium. Die Geräuschursachen von Zahnradpumpen lassen sich in mechanische und hydraulische Anregungsmechanismen unterscheiden [11.47]. Zu den mechanischen Ursachen zählen die Verzahnungsanregung und die Anregung der Lagerstellen. Daher finden sich bei Ölpumpen häufig Gleitlagerungen. Zu den hydraulischen Ursachen zählen die Volumenstrompulsation und die Kavitation. Bei der Feinauslegung der Verzahnung ist auf den Ungleichförmigkeitsgrad (Volumenstrompulsation) δ zu achten. Er ist definiert zu δ=

V&max − V&min . V& max

Typische Werte des Ungleichförmigkeitsgrads sind: • Außenzahnradpumpe ca. 16 % , • Innenzahnradpumpe ca. 3 % .

(11.21)

456

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Mit Zunahme der Drehzahl steigt die Kavitationsneigung. Durch hohe Expansionsgeschwindigkeit auf der Saugseite der Pumpe kommt es durch Unterdruck zur Gasblasenbildung. Die Gasblasen implodieren dann auf der Druckseite und führen zu Geräuschen, Druckpulsation und Verschleiß. Eine Maßnahme gegen Kavitation ist die Saugstromaufladung. Dabei wird Druckenergie aus zu viel gefördertem Öl auf die Saugseite zurückgeführt. Konstruktiv muss der Kavitationsneigung durch geringe Strömungsgeschwindigkeiten im Saugkanal begegnet werden. Die Zielwerte liegen unter 2 m/s. Dazu tragen große Kanalquerschnitte, weiche Übergänge und geradlinige Kanalführungen bei. 3/ Pumpenschäden

Ölpumpen sind wegen des funktionsbedingten kleinen Spiels besonders sensibel gegen abrasive Partikel. In Fertigung und Montage sind daher Vorkehrungen gegen Schmutzeintrag in das Öl zu treffen. Durch die Konstruktion und Wahl der Werkstoffe muss das Pumpensystem unempfindlich gegen Schmutzpartikel gemacht werden. Dazu können beitragen: • Reibpartner im Tribosystem mit großem hart/weich Abstand und • Trennschichten mit schlechtem Wärmeübergang behindern die örtliche Verschweißung und damit Fressschäden. 4/ Zusatzpumpen

Bei Fahrzeugen mit Motor-Start-Stopp-Automatik wird zur Kraftstoffeinsparung bei jedem Halt der Motor automatisch abgeschaltet. Bei stehendem Motor wird die Ölpumpe von Stufenautomatgetrieben nicht angetrieben. Es fehlt daher der Öldruck zum Aktivieren der Schaltelemente. Damit nach erneutem Motorstart keine Totzeit bis zum Aufbau des Öldrucks und Aktivieren der Schaltelemente eintritt, können die Getriebe bei solchen Fahrzeugen mit einer elektrisch betriebenen Zusatzpumpe ausgerüstet werden. Diese übernimmt die Versorgung mit Drucköl bei abgeschaltetem Verbrennungsmotor. Die Notwendigkeit einer elektrisch betriebenen Start-Stopp-Pumpe hängt von der erforderlichen Ölmenge und der akzeptablen Totzeit ab. Die Wahrnehmungsschwelle einer Totzeit durch den Fahrer liegt bei ca. 0,3 s. Ein Ansatz zur Verbrauchsreduzierung kann die Verwendung einer elektrisch betriebenen Boosterpumpe darstellen. Die mechanisch angetriebene Ölpumpe wird dabei wirkungsgradoptimal auf den Normalbetrieb ausgelegt. Die zuschaltbare Boosterpumpe übernimmt das Abdecken der Öl-Spitzenbedarfe. Dieser Ansatz lässt sich mit der vorgenannten Start-Stopp-Pumpe kombinieren. Muss ein Fahrzeug, dessen Getriebe mit ölbeaufschlagten Kupplungen geschaltet werden (AT, DCT), zum Motorstarten auch angeschleppt werden können, so ist zum Schließen der Kupplungen eine vom Abtrieb angetriebene Pumpe erforderlich. Diese wird als Sekundär- oder Schlepppumpe bezeichnet. Für Militärfahrzeuge besteht in der Regel diese Forderung.

11.4 Getriebegehäuse

457

Für das normale Abschleppen von Fahrzeugen mit Stufenautomat- und mechanischen Stufenlosgetrieben ist bei niederen Geschwindigkeiten in Position N keine Schlepppumpe erforderlich. Hier reicht das Spritzöl, um die Lagerstellen und Verzahnungen mit Schmieröl zu versorgen.

11.4 Getriebegehäuse Das Getriebegehäuse umschließt alle Bauelemente eines Getriebes. Bei der Konstruktion des Gehäuses müssen folgende Forderungen berücksichtigt werden: • Aufnahme der wirkenden Betriebskräfte und -momente, • Gewährleistung der exakten Lage der Wellen und Zahnräder zueinander während der verschiedenen Betriebszustände, • Gute Wärmeleitung und -abstrahlung gewährleisten, • Dämmung und Dämpfung der Getriebegeräusche, • Gute Montage und Demontage und • Steife Bauweise und gute Festigkeitseigenschaften bei geringem Gewicht. 11.4.1 Gestaltung von Getriebegehäusen

Das Gehäuse kann als klassisches Troggehäuse oder als geteiltes Gehäuse ausgeführt werden. Die geteilten Gehäuse werden je nach Lage der Teilungsebene bzw. der Wellenlage unterschieden in quergeteiltes Gehäuse (Topfgehäuse) oder längsgeteiltes Gehäuse (Kastengehäuse). In Tabelle 11.4 sind die Gehäusearten mit ihren Vor- und Nachteilen aufgeführt. Kraftfahrzeuggetriebe werden vorwiegend als Topfgehäuse gefertigt. Die Kupplungsglocke kann dabei an das Getriebe angeflanscht (3-teiliges Gehäuse) oder in das Gehäuse integriert werden. Bei letzterem entsteht ein 2-teiliges Gehäuse, das geringere Fertigungskosten verursacht. Auf Grund der immer größeren Anzahl von Gangstufen kann es zur Verringerung der Durchbiegung erforderlich sein, Getriebewellen mit einer dritten Lagerstelle zu versehen. Diese kann als zusätzliches Zwischengehäuse oder als Lagerplatte, die separat an ein Gehäuseteil verschraubt wird, ausgeführt sein, s. hierzu auch Abb. 11.1. Infolge der Forderungen nach Leistungssteigerung bei gleichzeitiger Gewichtsreduzierung werden Getriebegehäuse für Kraftfahrzeuge überwiegend aus Leichtmetall-Druckguss-Legierungen hergestellt. Aluminium-Druckguss stellt dabei einen guten Kompromiss zwischen Kosten und Gewicht dar. Um bei gleicher Festigkeit und Steifigkeit größere Wandstärken gegenüber Grauguss zu vermeiden, werden Verstärkungsrippen am Gehäuse vorgesehen. Diese Verstärkungsrippen erhöhen zum einen die Steifigkeit und Festigkeit, verringern aber auch gleichzeitig die Schallabstrahlung des Getriebegehäuses.

458

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Tabelle 11.4. Gehäusearten. Vor- und Nachteile

Neben den bekannten Aluminiumlegierungen (z.B.: AlSi9Cu3: 2,75 kg/dm3) werden auch spezielle Magnesiumlegierungen eingesetzt. Diese sind im Hinblick auf Kriechen und Kontaktkorrosion optimiert. Wegen der geringeren Dichte (ca. 1,8 kg/dm3) kann das Gewicht der Gehäuse reduziert werden. Der Vorteil wird teilweise wieder durch erforderliche zusätzliche Versteifungsmaßnahmen (Wandstärke, Verrippung) aufgebraucht. Auf FEM-basierte Berechnungsmethoden zur Optimierung der Gehäuse im Hinblick auf Steifigkeit, Gewicht, Geräusch und Struktur wird in Abschn. 14.1 eingegangen. In [11.30] wird über Erkenntnisse der Gestaltung von Getriebegehäusen im Abdichtbereich berichtet. Hinweise zur Bearbeitungstechnologie von Getriebegehäusen sind in Abschn. 16.2 dargelegt. In [11.55] wurden mit Hilfe der Finite-Elemente-Methode systematische Untersuchungen zur konstruktiven Gehäusegestaltung von Fahrzeuggetrieben durchgeführt und Konstruktionsrichtlinien für Leichtmetall-Druckguss-Gehäuse abgeleitet: • Grundsätzlich sollten Gehäuserippen in Richtung der Hauptnormalspannung verlaufen; auf diese Weise erzielt man durch Vergrößerung des tragenden Querschnitts eine Reduzierung der für Guss gefährlichen Zugspannungen, • Rippen an Lagerwänden sollen sternförmig von den Lagerbohrungen ausgehend angeordnet werden. Abmessungen der Rippen bezüglich der Wanddicke t W: Höhe h = (3 ... 4) t W, Breite b = (1 ... 2) t W,

11.4 Getriebegehäuse

459

Abb. 11.18. Getriebegehäuse des Nkw-Getriebes ZF Ecosplit 16 S 151; Topfgehäuse

• Rückwärtsganglagerung sollte durch hohe Rippen (h = 3 ... 5 t W) in 0°- bzw. 90°-Anordnung verstärkt werden, • Längswände durch breite Rippen (b = 1 ... 2 t W) mit großem Rundungsradius r = 1,2 t W verstärken, Rippen unter 45° zur Getriebelängsachse anordnen, • durch starke Verrippung mit Rippenabstand (s = 5 ... 15 t W) wird ein günstiges akustisches Übertragungsverhalten erzielt. Abbildung 11.18 zeigt ein Nkw-Getriebe-Topfgehäuse aus Aluminium-Druckguss mit angeflanschtem Nebenabtrieb. 11.4.2 Entlüftung von Getrieben

Fahrzeuggetriebe werden ölgeschmiert. Als Dichtelemente zwischen den ein- und austretenden Wellen und dem Getriebegehäuse kommen in den meisten Anwendungsfällen Radial-Wellendichtringe zum Einsatz. Diese Dichtringe sind für die Abdichtung druckloser Flüssigkeiten ausgelegt. Aufgrund der im Getriebe enthaltenen Luftmenge hätten Temperaturschwankungen in einem völlig geschlossenen Getriebe Druckschwankungen zur Folge. Überdruck im Gehäuse kann aufgrund steigender Dichtkantenpressung des Radial-Wellendichtrings zu erhöhter Wärmeentwicklung, zu Verschleiß der Dichtkante und damit zu Leckage führen. Ein sich einstellender Unterdruck kann aufgrund der sinkenden Dichtkantenpressung ein Ansaugen von Luft, Wasser und Schmutz an der Dichtstelle bewirken. Damit die oben erwähnten Probleme an den Dichtungen nicht auftreten, werden Getriebe mit Entlüftungen versehen, die durch Aus- und Einströmen von Luft

460

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

einen Druckausgleich ermöglichen. Dabei soll aus Betriebssicherheits- und Umweltschutzgründen kein Öl, Ölschaum, Öldampf oder Ölnebel durch die Entlüftung austreten. Darüber hinaus ist der Eintritt von Wasser, Staub und Schmutz sowie eine Verstopfung der Entlüftung unbedingt zu vermeiden. 1/ Betriebszustände einer Entlüftung

Nach den Gesetzen der Thermodynamik ergeben sich aufgrund der Temperaturschwankungen für eine Entlüftung zwei unterschiedliche Betriebszustände, Abb. 11.19: • Entlüften: Bei Überdruck, aufgrund steigender Temperatur im Getriebegehäuse, strömt Luft aus dem Gehäuse durch die Entlüftung in die Umgebung. Der Luftstrom kann Öl, Ölschaum, Ölnebel oder Öldampf mit nach außen fördern. • Belüften: Bei Unterdruck, aufgrund fallender Temperatur im Getriebegehäuse, strömt Luft aus der Umgebung durch die Entlüftung in das Gehäuseinnere. Der Luftstrom kann Wasser, Feuchtigkeit, Staub und Schmutz mit nach innen fördern. Bei der Verwendung von berührungsfreien Dichtungen, z.B. in Form von Labyrinthabdichtungen an den Wellendurchtritten des Getriebes, können aufgrund einer eventuell vorhandenen Luftförderung des Labyrinths wesentlich höhere Luftströme durch die Entlüftung auftreten. Die berührungsfreien Dichtungen sollen so ausgelegt werden, dass sie keine Förderwirkung für den Luftstrom erzeugen. Unter dieser Voraussetzung setzt sich der Luftdurchsatz durch die Entlüftung nur aus den durch die Temperaturschwankungen verursachten Anteilen zusammen. 2/ Gestaltung von Entlüftungen

Abbildung 11.20 zeigt ein Konstruktionsbeispiel einer Entlüftung. Die Gestaltung des Innenbereichs ist für die Abweisung von Spritzöl von besonderer Bedeutung.

Abb. 11.19. Betriebszustände einer Entlüftung: Belüften – Entlüften [11.24]

11.4 Getriebegehäuse

461

Abb. 11.20. Konstruktionselemente einer Entlüftung am Beispiel des Typs Hunger 1019 R1/8" Form A

Viele Entlüftungen sind deshalb auf der Innenseite mit einem Spritzschutz ausgestattet. Der Luftstrom wird durch Rohrverlängerungen geleitet und kann mehrfach umgelenkt und gedrosselt werden. Ebenso finden Entlüftungen mit Ventileinsätzen Verwendung. Als Filter kommen verschiedene Materialien bzw. Materialformen zum Einsatz (z.B. Flachdrahtgestrick, Schaumstoff, Sinterbronze, Filtergewebe). Im Außenbereich dient meist eine Kappe als Schutz vor auftretendem Spritzwasser. Bei extremen Betriebsbedingungen kann im Außenbereich zusätzlich ein Filter eingesetzt sein. Die meisten Entlüftungen sind aus Metall. Die einzelnen Teile der Entlüftungen werden durch Spanen und Umformen hergestellt. Für Entlüftungen mit komplexem Aufbau ist die Fertigung durch Spritzgießen aus Kunststoff vorteilhafter. Letztendlich spielen bei der Werkstoffauswahl auch Gewichts- und Kostengründe eine wesentliche Rolle. Getriebeentlüftungen sind in der Regel von außen montierbar. Vereinzelt sind Sonderkonstruktionen anzutreffen, bei welchen die Entlüftung mit anderen Funktionsbauteilen kombiniert ist. 3/ Konstruktionselemente der Entlüftungen

Die im Folgenden aufgeführten Konstruktionselemente finden bei den in der Technik eingesetzten Entlüftungen Verwendung. Der Gesamtaufbau einer Entlüftung setzt sich aus einer Hintereinanderreihung dieser einzelnen Elemente zusammen. Spritzschutz außen: Kappen, Deckel, Abweisflächen an der Außenseite sollen verhindern, dass ankommendes Spritzwasser und Schmutz direkt in die Entlüftung eintreten.

462

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Filter: Ein in die Entlüftung eingelegter Filter hat die Aufgabe, den in der Luft mitgeführten Schmutz zu binden. Ferner soll der von der ausströmenden Luft mitgeführte Ölnebel und Ölschaum an der Filteroberfläche angelagert werden. Die Verschmutzung des Filters kann unter Umständen zu einer Druckerhöhung führen. Entlüftungsventil: Durch eine Belastung mit einer Feder oder durch das Eigengewicht eines Abdeckkörpers wird erreicht, dass erst bei einem bestimmten Druck Luft aus dem Getriebe ausströmen kann. Ein Einströmen von Luft über das Entlüftungsventil ist nicht möglich. Belüftungsventil: Durch eine Federanordnung mit Dichtplatte wird erreicht, dass erst bei einem bestimmten Unterdruck im Gehäuse Luft von außen in das Getriebe einströmen kann. Das Ausströmen von Luft über das Belüftungsventil ist nicht möglich. Umlenkung: Durch die in den Strömungsweg eingebauten Umlenkungen wird ein direkter Austritt von Spritzöl sowie ein direkter Eintritt von Spritzwasser verhindert. Labyrinth: Ein Labyrinth setzt sich zusammen aus verschiedenen Luftstromumlenkungen und Kanälen. Dies führt zu einer gewünschten Verlängerung des Strömungsweges in der Entlüftung und damit zu einer erhöhten Ansammlung von Öl an der Innenfläche des Labyrinths. Diese Ölmengen können anschließend wieder in das Getriebe zurückgefördert werden. Rohrverlängerung: Eine Rohrverlängerung ist oftmals nötig, um die einzelnen Konstruktionselemente zu verbinden. Hierbei können nicht nur runde, sondern auch rechteckige, quadratische oder kreisringförmige Querschnitte verwendet werden. Durch die Verwendung eines vertikalen Rohrstücks wird zum Beispiel die Spritzölmenge, die bis zum oberen Ende dieses Rohrstücks gelangt, verringert. Drossel: Eine in die Strömung eingebaute Drossel bewirkt eine Verengung des Strömungsquerschnitts und damit eine Erhöhung der Strömungsgeschwindigkeit. Die Unterscheidung zwischen Drossel und Rohrverlängerung ist oftmals schwierig. Spritzschutz innen: Anspritzflächen an der Innenseite der Entlüftung sollen verhindern, dass Spritzöl direkt in die Entlüftung eintreten kann. 4/ Konstruktionshinweise für Entlüftungen

Umfangreiche Prüfstandsuntersuchungen in [11.24] haben zu einer optimierten Konstruktionslösung bei unterschiedlichen Betriebszuständen (Vorhandensein von Spritzöl, Ölschaum, Wasser, Staub) geführt. Abbildung 11.21 zeigt den möglichen Gesamtaufbau einer Entlüftung für diese Betriebsbedingungen.

11.4 Getriebegehäuse

463

Abb. 11.21. Entlüftungsvorschlag für unterschiedliche Betriebsbedingungen [11.24]

Kann eine Ölbespritzung der Entlüftungsinnenseite nicht verhindert werden, so muss die Trennung des angespritzten Öls von der nach außen tretenden Luft möglichst an der Eintrittsstelle der Entlüftungsinnenseite erfolgen. Die vorgeschlagene Entlüftungsvariante mit einem nach innen ragenden Vierkantrohr, in das mehrere Halbrohre eingesetzt sind, zeigte die besten Eigenschaften zur Verhinderung des Ölaustritts bei Ölbespritzung der Entlüftungsinnenseite. Bei vorhandenem Ölschaum an der Entlüftungsinnenseite kann in Kombination mit einem nach außen tretenden Luftstrom eine Ölleckage nicht mit einfachen Mitteln verhindert werden. Bei der entwickelten Entlüftungsausführung mit Doppelventil wird der durch das Entlüftungsventil nach außen getretene Ölschaum, der sich am Entlüftungsventil aufgelöst hat, in der Entlüftung zwischengespeichert. Bei Lufteinsaugung wird die gespeicherte Ölmenge wieder über das Belüftungsventil nach innen zurückgefördert und bewirkt dadurch eine Reduzierung der Ölleckage.

464

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Bei Wasserbespritzung der Entlüftungsaußenseite darf die Eintrittstelle keine kleinen Öffnungen aufweisen. Insbesondere bei außen an der Entlüftung ablaufendem Wasser besteht die Gefahr, dass die Öffnungen durch das festgehaltene Wasser verschlossen werden. Ein nach innen gerichteter Luftstrom fördert in diesem Fall große Wassermengen in das Getriebe. Zur Verhinderung des Staubeintritts in das Getriebe eignen sich spezielle Filterelemente. Die Anordnung der Filterelemente sollte im aufsteigenden Außenbereich, jedoch nicht direkt an der Eintrittsstelle erfolgen. Entscheidenden Einfluss auf das Betriebsverhalten der Entlüftung hat die Einbausituation im Getriebe. Bei der Beurteilung bzw. der Auslegung einer Entlüftung muss das gesamte System von Getriebe und Umgebung berücksichtigt werden. Eine pauschal für alle Einsatzfälle optimale Entlüftung existiert nicht. Jedoch kann mit den angeführten Erkenntnissen der entscheidende Entlüftungsbereich optimiert werden.

11.5 Abdichtung von Getrieben Der zuverlässigen und dauerhaften Abdichtung von Getrieben ist aufgrund der geforderten Lebensdauer und des gestiegenen Umweltbewusstseins große Bedeutung beizumessen. Bei Ausfall einer Dichtung übersteigen die Reparaturkosten den Preis des zur Abdichtung benötigten Dichtelements um ein Vielfaches. An Fahrzeuggetrieben finden sich viele unterschiedliche Abdichtstellen. Einige Beispiele sind: Welleneingang und -ausgang, Gehäusetrennfugen, Schaltwellenausgang, Tachoantrieb. Diesen Abdichtstellen lassen sich drei Dichtungsarten zuordnen: 1/ Dichtungen für ruhende Bauteile (z.B. Flachdichtungen), 2/ Dichtungen für rotierende Bauteile (z.B. Radial-Wellendichtringe) und 3/ Dichtungen für hin- und hergehende runde Bauteile (z.B. Nutringe). 11.5.1 Dichtungen für ruhende Bauteile

Die radiale Abdichtung von ruhenden Bauteilen erfolgt überwiegend mit O-Ringen. Der O-Ring wird dazu radial verpresst, Abb. 11.22a. Ruhende axiale Abdichtungen (Flanschdichtungen) können mit O-Ringen oder mit Flächendichtungen ausgeführt werden. Bei einer Flanschdichtung mit O-Ring wird dieser axial verpresst, Abb. 11.22b. Der gängigste O-Ring-Werkstoff ist Nitril-Butadien-Rubber (NBR). Gestaltungshinweise für den Einsatz von O-Ringen:

• Ausreichend vorpressen (10 bis 20 % der Schnurdicke), • Möglichst große Schnurdurchmesser verwenden, um Relaxation und Fertigungsungenauigkeiten auszugleichen, • Verdrillen radial eingebauter O-Ringe bei der Montage vermeiden,

11.5 Abdichtung von Getrieben

465

Abb. 11.22. Abdichtung ruhender Bauteile mit O-Ringen. a Ruhende Abdichtung – radial (Nut im Außenteil), O-Ring radial verpresst; b ruhende Abdichtung – axial (Flanschdichtung), O-Ring axial verpresst

• Die Oberflächenrauheiten A, B, C, Abb. 11.22, sind von den Einsatzbedingungen abhängig. Nähere Angaben sind den Herstellerkatalogen zu entnehmen, • Einbau von O-Ringen wegen Demontage vorzugsweise stirnseitig, Abb. 11.22b, • Beschädigungen bei der Montage radial eingebauter O-Ringe durch Einfahrschrägen vermeiden und • Spaltextrusion bei hohen Drücken durch Stützringe vermeiden. Zur Abdichtung der Trennfugen von verschraubten Getriebegehäusen/-deckeln (Flanschdichtungen) werden Flächendichtungen eingesetzt, Abb. 11.23. Die Flächendichtung bildet zusammen mit den Flanschen und der Verschraubung eine Dichtverbindung. Flächendichtungen können als vorgeformte Dichtungen (Flachdichtungen, Metallsickendichtungen) oder formlose Dichtungen (Dichtmassen) ausgeführt sein. Bei den Dichtmassen erfolgt die Formgebung erst beim Fügen der Dichtflächen. Flachdichtungen müssen beim Fügen der Dichtflächen verformt werden. Dies dient zur mikroskopischen Anpassung der Oberfläche der Dichtung an die Dichtflächen und dazu, die Poren im Dichtungsmaterial zu verschließen.

Abb. 11.23. Flächendichtverbindung

466

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Übliche Werkstoffe sind: • Flachdichtungen (Weichstoffdichtungen): − Zellulosefaserdichtungen (z.B. Papierdichtungen, Dichtpappen), − faserverstärkte Dichtungen (z.B. Aramidfasern), • Dichtmassen (Flüssigdichtungen): − chemisch aushärtend (z.B. anaerobe Dichtmassen, Silikone), − nicht aushärtend (z.B. Glykolverbindungen). An Flächendichtverbindungen von Leichtbau-Gehäusen werden hohe Anforderungen gestellt. Aufgrund der hohen Leistungsdichte bei Fahrzeuggetrieben kommt es zu erheblichen Beanspruchungen in der Dichtverbindung. Neben ihrer Dichtfunktion muss die Flächendichtverbindung die Gehäuseteile in geeigneter Weise mechanisch koppeln, um Kräfte und Momente übertragen zu können. Die Dichtverbindung muss zusammen mit dem Gehäuse so steif wie nötig ausgelegt werden. Im Betrieb darf es nicht zu unzulässig großen Verformungen kommen. Verformungen bewirken Mikro-Relativbewegungen der Dichtflächen, die, wenn sie zu groß sind, die Funktion des Getriebes beeinträchtigen. Die Dichtverbindung muss in der Lage sein, die auftretenden mechanischen Beanspruchungen über die gesamte Lebensdauer des Getriebes hinweg zu ertragen. Es darf nicht zum Ausfall durch Vorspannkraftverlust der Schraubenverbindungen (Betriebssetzen) oder zur Zerrüttung des Dichtungsmaterials bzw. zum Oberflächenverschleiß des Dichtflanschs kommen [11.22, 11.25, 11.28–11.29]. Gestaltungshinweise für den Einsatz von 1/ Flachdichtungen:

• Flächenpressungs-Einsatzbereich berücksichtigen; üblicherweise beträgt er ca. 2 bis 50 N/mm2. Abzudichtender Differenzdruck üblicherweise ca. 1 bar (bei Schaltgerätegehäusen von AT oder AMT bis zu 50 bar), • Flächenpressung ausreichend hoch wählen, • Gleichmäßige Flächenpressung zwischen den verspannten Teilen anstreben, • Dicke der Dichtung nach den makroskopischen Flanschbedingungen (z.B. Welligkeit) auswählen. Die Oberflächenbeschichtung der Flachdichtung passt sich den mikroskopischen Flanschbedingungen (Flanschrauheit) an, • Betriebsfeste Auslegung der Dichtverbindung. Setzen der Dichtung durch zu hohe thermische oder dynamische Beanspruchung (Betriebssetzen) vermeiden. 2/ Dichtmassen:

• • • • •

Oberflächenzustand bei der Montage beachten (Reinigung der Dichtflächen), Maximal mögliche Spaltüberbrückung beachten, Zur Demontage Abdrückschrauben vorsehen, Ablüftzeit beim Montieren und Aushärtezeit nach der Montage beachten, Damit dauerplastisches (nicht aushärtendes) Dichtungsmaterial nicht ausgespült wird, muss in der Flanschfuge zwischen den Schrauben eine Mindestflächenpressung vorhanden sein.

11.5 Abdichtung von Getrieben

467

Abb. 11.24. Charakteristische Pressungsabdrücke mit der Druckmeßfolie Fuji Film Prescale (Meßbereich: low pressure)

Bestimmung der Flächenpressung in der Dichtfuge

Die Kenntnis der Pressungsverteilung in der Dichtfuge einer Gehäuseabdichtung ist für den Konstrukteur von großer Bedeutung, da sich hieraus wichtige Erkenntnisse über die Güte der Konstruktion und die Auswahl des Dichtungsmaterials ergeben. Um Dichtheit zu erreichen, muss auf einer geschlossenen Spur innerhalb der Dichtfläche eine Mindestpressung vorhanden sein. Angestrebt wird eine möglichst gleichmäßige Verteilung der Pressung. Eine geeignete Methode, die Pressungsverteilung in der Dichtfuge des Prüfgehäuses zu ermitteln, ist mit der druckempfindlichen Messfolie Fuji Film Prescale gegeben. Abbildung 11.24 zeigt beispielhaft einige Ausschnitte von Pressungsabdrücken eines Gehäuses. Sie weisen folgende charakteristische Merkmale auf:

468

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Abb. 11.25. Radial-Wellendichtringe, Grundformen. a gummielastischer Außenmantel; b metallisches Gehäuse; c mit zusätzl. Staublippe; d Doppeldichtung zur Fluidtrennung

• Sehr gleichmäßiger Abdruck mit hohen Pressungswerten in der Mitte zwischen den Schrauben, • Starke Inhomogenitäten, bedingt durch die Struktur des Dichtungsmaterials, • Erhöhte Flächenpressung in den Dichtungsrandzonen, entstanden durch Verformungen bei der Dichtungsherstellung (Stanzen, Schneiden), • Ungleichmäßige Pressungsverteilung, in der Mitte zwischen den Schrauben keine Pressung vorhanden und • Einfluss des Stahlblechträgers (Struktur des Stahlblechträgers bildet sich ab). Neben dem beschriebenen qualitativen Aussehen ist die Pressung in der Mitte zwischen den Schrauben das entscheidende Kriterium zur Beurteilung der Abdrücke und damit der Dichtheit der Verbindung. 11.5.2 Dichtungen für rotierende Bauteile

Elastomer-Radial-Wellendichtringe (RWDR) werden überall dort in Fahrzeuggetrieben eingesetzt, wo Durchtrittsstellen von rotierenden Wellen drucklos überflutet oder gegen anspritzendes Schmieröl abzudichten sind [11.41]. Grundformen von RWDR sind in Abb. 11.25 dargestellt. Abbildung 11.26 zeigt wichtige Abmessungen und Bezeichnungen. RWDR dichten nur in einer Richtung (Ölseite).

Abb. 11.26. Abmessungen und Bezeichnungen an Radial-Wellendichtringen

11.5 Abdichtung von Getrieben

469

Getriebeintern werden zur Trennung von Räumen unterschiedlichen Drucks meist klein bauende Rechteckringe eingesetzt, siehe hierzu auch Abb. 11.27. Gestaltungshinweise für den Einsatz von 1/ Radial-Wellendichtringen:

Von undichten Radial-Wellendichtringen verursachte Schäden übersteigen den Preis eines neuen Dichtrings um ein Vielfaches. Um Dichtringausfälle möglichst zu vermeiden, sind in den Normen DIN 3760 [11.5] und 3761 [11.6] alle Einbau-, Betriebs-, Prüf- und Gestaltungsrichtlinien weitgehend festgelegt. • Lauffläche der Welle, Durchmesser d: − Toleranzfeld h11, − Oberflächenrauheit Rz = 1 bis 4 µm; um den funktionsnotwendigen Einlaufverschleiß zu sichern, darf die Oberfläche nicht zu glatt sein, − drallfreie Bearbeitung, d.h. Glätten oder Schleifen ohne Vorschub, Schleifscheibe bereits drallfrei abrichten, − Oberflächenhärte: ≥ 45 HRC bei Umfangsgeschwindigkeit vu ≤ 4 m/s, ≥ 55 HRC bei Umfangsgeschwindigkeit vu > 4 m/s , − Härtetiefe mindestens 0,3 mm, − nach dem Nitrieren muss die Grauschicht geglättet werden, − gut bewährt haben sich in der Praxis allerdings auch weiche Laufbuchsen aus nichtrostendem Stahl. • Aufnahmebohrung, Durchmesser D: − Toleranzfeld H8, − Oberflächenrauheit Rz ≤ 16 µm. 2/ Rechteckringe (Kolbenringe)

Bei der radialen Drucköleinspeisung in rotierende Systeme (z.B. Zuführung von Drucköl in die Kolbenräume bei Automatgetrieben) werden Rechteckringe zur Abdichtung eingesetzt. Kostengründe und geringe Bauräume lassen oft keine alternative Abdichtung zu. Siehe hierzu Abb. 11.30 sowie Abschn. 9.3 „Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen“. Der Ring sitzt mit Spiel in der Nut der Getriebewelle und wird vom Öldruck gegen die Gehäusebohrung bzw. Nutflanke angepresst. Häufig besteht auch eine die Richtung wechselnde Druckbeaufschlagung. Bei korrekter Auslegung bedingt die Ringgeometrie Reibschluss in der Bohrung und Relativbewegung an der Ringflanke. Flächenpressung und Gleitgeschwindigkeit der Ringflanke („p-v-Wert“) sind wichtige Auslegungsgrößen und den Spezifikationen der Hersteller zu entnehmen. Der Verschleiß wird selbsttätig nachgestellt und ist durch einen Auslegungs-Axialverschleiß über die Lebensdauer vorzuhalten. Um den Verschleiß in den zulässigen Grenzen zu halten, ist bei der Nutfertigung große Sorgfalt auf die Einhaltung der geometrischen Vorgaben und der Oberflächenanforderungen zu legen.

470

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Abb. 11.27. Stoß- und Schlossformen bei Rechteckringen

Der Ring ist aus Montagegründen geschlitzt, siehe Abb. 11.27. Die Ausführung der Stoßstelle ist entscheidend für die Montierbarkeit und Leckage verantwortlich. Geringe interne Leckageraten sind im Hinblick auf das zu installierende Fördervolumen der Ölpumpe und damit für den Getriebewirkungsgrad wichtig [11.46], s. auch Abschn. 11.3.3 „Detailfragen“ zu Ölversorgung und Ölpumpen. Aufgrund der hohen tribologischen Belastung werden als Werkstoffe Grauguss oder Hochleistungskunststoffe wie PTFE-Compounds, PEEK, PI und PAI verwendet. 11.5.3 Dichtungen für hin- und hergehende runde Bauteile

Abdichtstellen von hin- und hergehenden runden Bauteilen finden sich beispielsweise am Schaltstangendurchtritt und bei Automatgetrieben an den Kolben druckölbeaufschlagter Kupplungen und Bremsen sowie zur Kegelscheibenverstellung bei CVT-Getrieben. Als Dichtungselemente werden hierfür O-Ringe, X-Ringe, und Nutringe aus Elastomer eingesetzt, Abb. 11.28.

Abb. 11.28. Bauformen: a O-Ring; b X-Ring; c Nutring

11.5 Abdichtung von Getrieben

471

Gestaltungshinweise für den Einsatz von: 1/ O-Ringen, X-Ringen

Diese Ringe werden dann eingesetzt, wenn nur geringe Gleitgeschwindigkeiten auftreten und eine geringe Leckage (für die Schmierung und Kühlung nötig) akzeptabel ist. X-Ringe haben gegenüber O-Ringen den Vorteil, nicht zu verdrillen. Folgendes ist zu beachten: • Ausreichende Schmierung ist notwendig (kein Trockenlauf), • Keine langen Stillstandszeiten, da „Kleben“ des Rings an der Gegenlauffläche auftreten kann, • Werkstoffe mit Shore A-Härte von 70° bis 80° wählen, • Bei hohem Druck Stützringe vorsehen, um Spaltextrusion zu vermeiden, • Einfahrschrägen und gerundete Kanten zur besseren Montage vorsehen, • Zulässige Vorpressung 15 %, • Oberflächenrauheiten sind den Herstellerkatalogen zu entnehmen und • Bei Gefahr des Verdrillens Rechteck- oder X-Ringe vorsehen. 2/ Nutringen

O-Ringe und X-Ringe sind nur bei geringen Radial- und Kippbewegungen einsetzbar. Ist eine größere Beweglichkeit zwischen Kolben und Zylinder konstruktiv erforderlich, werden Nutringe verwendet. Sie dichten nur in eine Richtung und werden mit verschiedenstem Profil hergestellt. Nähere Angaben sind auch hier den Herstellerkatalogen zu entnehmen. 3/ Sonderbauformen

Kommt es auf besonders niedrige und vor allem gleichmäßige Reibung an, wie beispielsweise bei schlupfgeregelten Kupplungen oder CVT-Getrieben, werden Sonderbauformen eingesetzt. Diese zeichnen sich durch relativ hartes Material im Gleitbereich, ballige Dichtflächen und geringe Anpressung aus. 11.5.4 Einbaubeispiele

Eine Vielzahl von Einbaubeispielen von Dichtungen finden sich in den ausgeführten Konstruktionen des Kapitels 12. In Abb. 11.29 ist die Abdichtung einer Getriebeabtriebswelle dargestellt. Der Radial-Wellendichtring 1 verhindert das Austreten des Spritzöls zwischen rotierendem Abtriebsflansch 2 und Gehäusedeckel 3, wobei ein Teil des Öls schon durch die Spaltdichtung 4 zwischen Wälzlager und Gehäuse zurückgehalten wird. Um ein direktes Bespritzen des Radial-Wellendichtrings mit Schmutz und Wasser von außen zu vermeiden, ist ein Spritzblech 5 am Abtriebsflansch befestigt. Das Keilwellenprofil der Getriebeabtriebswelle wird durch einen O-Ring 6 abgedichtet.

472

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Abb. 11.29. Abdichtung einer Getriebeabtriebswelle. 1 Radial-Wellendichtring; 2 Abtriebsflansch; 3 Gehäusedeckel; 4 Spaltdichtung; 5 Spritzblech; 6 O-Ring; 7 Flachdichtung

Abbildung 11.30 zeigt den Halbschnitt durch eine Lamellenkupplung eines PkwAutomatgetriebes. Die Abdichtung zwischen rotierendem Kupplungskorb 4 und Gehäuse 5 bzw. zwischen rotierender Welle 6 und Gehäuse 5 wird von Rechteckringen 1 mit meist stumpfem Stoß gewährleistet. Die Ringe sind außenspannend und laufen in der Nut des jeweiligen Innenteils. Der linear bewegte Kolben 7 wird durch die Nutringe 2 abgedichtet. 11.5.5 Abnahmeprüfung zum Erkennen von Undichtigkeit

Wie am Abschnittsanfang dargestellt, übersteigen Reparaturkosten bei Undichtigkeit den Preis des Dichtelements um ein Vielfaches. Externe Leckage wird außen sichtbar. Beispiele dafür sind undichte Ölwannen oder Radialwellendichtringe.

Abb. 11.30. Abdichtung einer Lamellenkupplung (siehe auch Abb. 9.31). 1 Rechteckring (rotierend); 2 Nutring (linear); 3 O-Ring (statisch); 4 Kupplungskorb; 5 Gehäuse; 6 Welle; 7 Kolben

11.6 Fahrzeugdauerbremsen

473

Interne Leckage kann dort auftreten, wo Drucköl oder verschiedene Ölräume im Getriebe abzudichten sind. Getriebehersteller prüfen vor der Auslieferung in der Regel jedes einzelne Getriebe auf Undichtigkeit [11.51]. Neben der Komplettgetriebeprüfung auf den Abnahmeprüfständen am Ende der Montagelinien (EoL = End of Line), kann es bei komplexen Baugruppen sinnvoll sein, Dichtheitsprüfungen auch auf Baugruppenebene durchzuführen und so frühzeitig Fehler zu erkennen und teure Rückmontagen zu vermeiden. Der Automatisierungsgrad ist abhängig von der Methode und der zu prüfenden Stückzahl. Nachfolgend sind einige in der Praxis eingeführte Verfahren zur Dichtheitsprüfung von Getrieben aufgeführt: • Differenzdruckmessung (Prüfmedium Luft, Prüfung des Druckabfalls im Gehäuse), • Wasserbad (Tauchprüfung mit geringem Überdruck im Gehäuse), • Heliumlecktest (Prüfmedium Helium, „Schnüffelprüfung“ mit Detektoren) und • Massendurchflussmessung zur Bestimmung einer Leckagerate. Die so gefundenen Undichtigkeiten sind Folgen von Fehlern. Diese können entstehen durch: • • • •

Beschädigung der Dichtelemente bei der Montage (Verdrillen, Abscheren, …), Beschädigte bzw. nicht der Vorgabe entsprechende Dichtoberfläche, Verwechslung sowie Falschverbau, Umklappen von RWDR-Dichtlippe (v.a. bei Doppeldichtung) bei der Montage und • Fehlerhafte Positionierung oder Schiefstellung des RWDR bei der Montage. Durch frühzeitig und gewissenhaft durchgeführte Prozessanalysen (P-FMEA) sowie permanente Qualitätsbeobachtung muss den Problempunkten prozessseitig und konstruktiv entgegengewirkt werden. Dazu zählt beispielsweise die Optimierung von Montagehilfswerkzeugen (z.B. Einführhülsen), Messmitteln, Einführfasen usw. Die Dichtelemente und deren Umgebung sind neben der Montage- und Verwechslungssicherheit so zu gestalten, dass gemachte Fehler in Fertigung und Montage sicher bei der Abnahmeprüfung erkannt werden.

11.6 Fahrzeugdauerbremsen Wer gut bremst, fährt schneller Bezogen auf das Gesamtgewicht des Fahrzeugs ist in den letzten Jahren die Motorleistung deutlich angestiegen. Die Fahrzeuge lassen sich daher mit höheren Durchschnittsgeschwindigkeiten bewegen. Um auch bei Bergabfahrten die hohen Geschwindigkeiten fahren zu können, müssen vor allem bei Fahrzeugen mit hohem Gesamtgewicht Beharrungsbremsungen mit zum Teil hohem Energieinhalt vorgenommen werden. Siehe dazu auch Abschn. 5.1.2 „Motorbremskraft“.

474

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Schwere Nkw haben üblicherweise druckluftbetätigte Betriebsbremsanlagen. Diese sind so dimensioniert, dass Verzögerungsbremsungen sicher durchgeführt werden können. Für den Dauerbetrieb sind sie nur bedingt ausgelegt. Bei längeren Bergabfahrten mit permanenten Beharrungsbremsungen kann thermische Überlastung der Reibungsbremsen auftreten. Das führt dann zum Nachlassen der Bremswirkung. Dieser Effekt wird als „Fading“ bezeichnet. Nach Gl. (5.7) benötigt ein Nkw mit einem Gesamtgewicht von 40 t zum Befahren eines Gefälles von 7 % mit einer konstanten Geschwindigkeit von 60 km/h eine Bremsleistung von etwa 360 kW. Diese Bremsleistung muss in Form von Wärme dauerhaft abgeführt werden. Die Betriebsbremse ist dazu aufgrund schlechter Wärmeabfuhr nur kurzzeitig geeignet. Dauerbremsanlagen erhöhen die Wirtschaftlichkeit der Nutzfahrzeuge durch eine erhebliche Reduzierung des Bremsbelagverschleißes und erlauben höhere Durchschnittsgeschwindigkeiten, insbesondere bei längeren Bergabfahrten. Vor allem aber tragen sie zur Erhöhung der aktiven Sicherheit durch eine thermische Entlastung der Betriebsbremsanlage bei. Im Wesentlichen kommen zwei Arten von Dauerbremsen zum Einsatz: Motorbremsen und Retarder, die wiederum verschiedene Grundkonzepte aufweisen, Abb. 11.31.

Abb. 11.31. Bremsanlagensysteme im Überblick

11.6 Fahrzeugdauerbremsen

475

11.6.1 Definitionen

Eine Dauerbremse ist eine zusätzliche Bremsanlage, die eine Bremskraft über einen langen Zeitraum ohne nennenswerten Verschleiß erzeugen und aufrechterhalten kann. Die Funktion der Dauerbremse muss dabei unabhängig vom Zustand und von der Wirksamkeit der übrigen Bremsanlage sichergestellt sein. Die Anforderungen an die Bremsanlage eines Kraftfahrzeugs sind in der ECERegelung 13 und in EG-Richtlinien niedergelegt [11.2, 11.53]. Während die Betriebsbremse auf alle Räder wirkt, bremst die Dauerbremse nur die mit ihr verbundenen Räder (Antriebsräder) des Fahrzeugs. Es gibt auch Dauerbremsanlagen für Anhänger und Sattelauflieger. Die ECE-Regelung 13, die in deutsches Recht übernommen wurde, schreibt in ihrem Type-II-Test Dauerbremsen verbindlich für Nkw mit einem zulässigen Gesamtgewicht von mehr als 12 t und für alle Busse mit mehr als 5 t vor. Dabei muss mit der installierten Dauerbremse auf einer 6%igen Gefällstrecke eine Beharrungsgeschwindigkeit von 30 km/h über eine Strecke von 6 km eingehalten werden können. 11.6.2 Motorbremssysteme

Im Schubbetrieb liefert der Verbrennungsmotor ein Bremsmoment, Abb. 3.14. Das Motorbremsmoment ergibt sich im Wesentlichen durch die Ladungswechselarbeit. Die Bremskraft FB des Motors ist gangabhängig, Abb. 5.6. Zusätzliche Motorbremsen sind direkt im Abgastrakt bzw. im Zylinderkopf angeordnet. Bei der Motorbremse mit Auspuffklappe wird eine im Auspufftrakt installierte Drehklappe geschlossen, die einen Staudruck im Auspuffsystem erzeugt, Abb. 11.32. Der Staudruck bewirkt durch die Behinderung des Ladungswechsels eine Erhöhung des Motorschleppmoments und damit eine Abbremsung des Fahrzeugs. Wegen des Motorbremsgeräuschs werden Auspuffklappen in Reisebussen nicht eingesetzt. Die Auspuffklappe wird auch als „Auspuff-Drosselklappe“ oder kurz als „Drosselklappe“ bezeichnet.

Abb. 11.32. Motorbremse mit Auspuffklappe und Konstantdrossel

476

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Die Konstantdrossel gehört nach Abb. 11.31 zur Gruppe der Ventilsysteme und ist ein zusätzliches Auslassventil im Zylinderkopf des Motors. Durch das Öffnen der Konstantdrossel beim Bremsvorgang wird die unerwünschte Expansionsenergie während des zweiten Arbeitstakts im Verbrennungsraum abgebaut und damit die Motorbremswirkung verstärkt. Die Bremswirkung der Konstantdrossel ist im unteren Motordrehzahl- bzw. Geschwindigkeitsbereich deutlich besser als die der Auspuffklappe. Diese weist wiederum im oberen Drehzahlbereich eine bessere Bremsleistung auf. Abbildung 11.32 zeigt eine kombinierte Lösung aus Auspuffklappe und Konstantdrossel [11.20]. Die Turbobrake stellt als Vertreter der Turbosysteme eine Weiterentwicklung der Motorbremse von Saugmotoren mit Auspuffklappe dar. Hier wird der Abgasturbolader in der Motorbremsphase aktiviert und somit der Füllungsgrad der Zylinder erhöht, um die Bremsleistung zu erhöhen. Erreicht wird dies über ein Leitgitter, das axial verschiebbar im Düsenkanal des Turboladers angeordnet ist. In der Motorbremsphase wird dieses Leitgitter über das Turbinenrad geschoben, was zu einer erhöhten Anströmgeschwindigkeit und einem erhöhten Luftdurchsatz im Motor führt. Durch die stufenlose Verschiebbarkeit des Leitgitters wird eine feine Dosierbarkeit der Turbobrake erzielt. Eine zusätzliche Abblaseeinrichtung erlaubt die gezielte Beeinflussung der Bremsleistung und beugt einer Überbeanspruchung des Motors beim Motorbremsbetrieb vor. 11.6.3 Retarder

Retarder sind nahezu verschleißfreie Dauerbremsen. Sie sind in der Lage, über längere Zeiträume anfallende kinetische und potentielle Energie eines Fahrzeugs in Wärmeenergie umzuwandeln und abzuleiten. Sie werden in Nkw und Bussen eingesetzt. Die in der Praxis verwendeten Retarder unterscheiden sich vor allem durch die Art der Energieumwandlung. Bei hydrodynamischen Retardern erfolgt der Bremsmomentenaufbau durch das Prinzip der Dralländerung des Fluids und die Energieumwandlung durch Flüssigkeitsreibung, bei elektromagnetischen Retardern mit Hilfe eines Magnetfelds. 1/ Hydrodynamischer Retarder

Beim hydrodynamischen Retarder wird die Strömungsenergie einer Flüssigkeit zum Bremsen des Fahrzeugs benutzt. Das physikalische Wirkprinzip entspricht dem einer hydrodynamischen Kupplung mit feststehender Turbine. Siehe dazu Abschn. 10.4 „Hydrodynamische Kupplungen und Drehmomentwandler“. Der Rotor R (Pumpenrad) befindet sich im Leistungsfluss. Der Stator S ist mit dem Retardergehäuse fest verbunden, Abb. 11.33. Beim Betätigen des hydrodynamischen Retarders wird eine der Bremsstellung entsprechend große Ölmenge in den Schaufelraum eingebracht. Über den Füllungsgrad des Retarders wird das Bremsmoment gesteuert.

11.6 Fahrzeugdauerbremsen

477

Abb. 11.33. Aufbau eines hydrodynamischen Retarders. a Sekundärretarder mit optionalem Hochtrieb; b Abhängigkeit des Rotorbremsmoments TR,B vom Steuerdruck

Der drehende Rotor nimmt das Öl mit, das sich am Stator abstützt und so eine Bremswirkung auf die Rotorwelle erzeugt. Hydrodynamische Retarder können bei Fahrzeugstillstand kein und bei kleiner Rotordrehzahl nur ein geringes Bremsmoment erzeugen. Als Betriebsbremse sind hydrodynamische Retarder daher ebenso ungeeignet wie elektromagnetische Retarder. Die Abhängigkeit des Retarder- bzw. Rotorbremsmoments TR,B von der Rotordrehzahl liefert die Theorie der Strömungsmaschinen, Gl. (10.21), mit TR, B = λ ρ ωR2 D 5 .

(11.22)

Die Leistungszahl λ ist eine Funktion des Drehzahlverhältnisses ν = n S / n R, Gl. (4.2). Beim Retarder steht der Stator S still, das Drehzahlverhältnis ν von Stator zu Rotor ist somit Null. Dies entspricht dem Anfahrpunkt einer hydrodynamischen Kupplung. Die Leistungszahl der Vollfüllparabel wird beeinflusst durch die Gestaltung des hydrodynamischen Kreislaufs und die Viskosität des Fluids. Der Füllungsgrad des Retarders und somit das Rotorbremsmoment ist eine Funktion des Steuerdrucks. Mit Hilfe des Steuerdrucks, auch Gegendruck genannt, wird je nach Bremsmomentbedarf das aufgrund der Fliehkraft im Retarder nach außen drängende Öl im Retarder gehalten. Somit ergibt sich ein Regelbereich des Bremsmoments TR,B, Abb. 11.33b. Mit ρ wird die Dichte des Öls und mit D der Durchmesser des Rotors bezeichnet. Die Winkelgeschwindigkeit der Rotorwelle ωR ist je nach Einbauort des hydrodynamischen Retarders entweder gleich der Winkelgeschwindigkeit der Getriebeeingangswelle oder im festen Verhältnis von 1:1 bzw. 1:2 zur Winkelgeschwindigkeit der Gelenkwelle ωG bei In-Line- bzw. Off-Line-Retardern, Abb. 11.34. Primärretarder befinden sich motorseitig und Sekundärretarder getriebeseitig im Triebstrang, Abb. 11.34. Bei den Sekundärretardern wird weiter unterschieden in In-Line- und Off-Line-Retardern. Bei In-Line-Retardern gibt es sowohl an das Getriebe angeflanschte Varianten, als auch Varianten, die zwischen den Gelenkwellen montiert werden. Off-Line-Retarder werden an das Getriebe angeflanscht und über eine Hochtriebstufe mit demselben verbunden.

478

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Abb. 11.34. Anordnungsmöglichkeiten der hydrodynamischen Retarder. a Primärretarder; b Sekundärretarder, In-Line-Variante; c Sekundärretarder, Off-Line-Variante

Für den Primärretarder ergibt sich ein gangabhängiges Bremsmoment an den Rädern, das mit kleiner werdendem Gang proportional mit der Übersetzung steigt. Primärretarder sind daher schon bei niederen Fahrgeschwindigkeiten effektiv. Dort erzeugen sie relativ hohe Bremsmomente an den Antriebsrädern, die mit steigender Winkelgeschwindigkeit der Gelenkwelle ωG bzw. Fahrgeschwindigkeit erheblich sinken, Abb. 11.35.

Abb. 11.35. Bremsmomente hydrodynamischer Retarder in Abhängigkeit der Gelenkwellendrehzahl, d.h. der Fahrgeschwindigkeit

11.6 Fahrzeugdauerbremsen

479

Nachteilig wirkt sich bei den Primärretardern die Unterbrechung der Kraftübertragung und damit der Bremswirkung beim Gangwechsel bei Handschaltgetrieben aus. Bei Nkw-Getrieben mit hydrodynamischem Drehmomentwandler werden häufig Primärretarder in das Getriebe integriert. Siehe dazu die ausgeführten Konstruktionen Abb. 12.45 „Teilautomatisiertes 16-Gang-Nkw-Schaltgetriebe (Wandlerschaltkupplungsgetriebe)“ und Abb. 12.48 „6-Gang-Nkw-Automatgetriebe“. Das Bremsmoment des Sekundärretarders ist nur von dessen Kennlinie abhängig. Für die Getriebedimensionierung ist der Sekundärretarder von Vorteil, da sein Bremsmoment das Getriebe – außer die bei den heute gängigen Sekundärretardern verwendete Hochtriebsstufe – nicht zusätzlich belastet. Das Bremsmoment steht über einen weiten Geschwindigkeitsbereich nahezu konstant auf hohem Niveau zur Verfügung, Abb. 11.35. Diese Bauart ist speziell für Nkw mit hohem Gesamtgewicht und hoher Geschwindigkeit geeignet. Zusätzlich kann noch eine Hochtriebstufe vor der Rotorwelle angebracht werden, Abb. 11.33a. Der Hochtrieb ist, wie auch die Zwillingsanordnung von zwei Rotoren, eine Möglichkeit, das Bremsmoment des Sekundärretarders bei niederen Fahrgeschwindigkeiten zu steigern. Der Sekundärretarder mit Hochtrieb wird hinten seitlich am Getriebe angeflanscht und durch eine Stirnradstufe – üblich ist eine Übersetzung von etwa 1:2 – angetrieben. Die realisierbare Bremsleistung ist vorrangig nicht durch die Strömungsbremse selbst, sondern durch die Kapazität des Kühlkreislaufs begrenzt. Die DauerKühlleistung ist auf etwa 300 kW begrenzt. Bei einem gemeinsamen Ölhaushalt kann der zusätzliche Wärmetauscher des Retarders bei abgeschaltetem Retarder zur Kühlung des Getriebes verwendet werden. Das erhöht die Lebensdauer von Verzahnungen, Lagerungen und verlangsamt das Altern des Öls. Bei eingeschaltetem Retarder wird der Ölkreislauf vom Getriebe getrennt. So wird die Getriebeöltemperatur während des Bremsens nicht beeinflusst. Befindet sich ein Retarder im Triebstrang, so treten im Zugbetrieb bei unbefülltem Retarder Leistungsverluste durch das Umpumpen der Luft auf (Lüfterverluste). Um die Verluste des unbefüllten Retarders zu verringern, besteht die Möglichkeit, durch Ring- und Blendenschieber, die zwischen Rotor und Stator geschwenkt werden, die Luftkreisläufe zu verkleinern und die Verluste zu minimieren [11.18]. Siehe dazu auch Abb. 12.48 und die dazugehörenden Erläuterungen. Eine weitere gängige Möglichkeit ist die automatische Rotorverschiebung, bei der der Rotor im ausgeschalteten Zustand des Retarders sich um einen kleinen Abstand vom Stator zurückzieht. 2/ Hydrodynamischer Wasserretarder

Der Voith Aquatarder ist ein hydrodynamischer Retarder und besteht aus Gehäuse, Rotor, Stator und Ventilen. Er ist am Motor-Frontend eines Nkw-Dieselmotors angebaut und direkt mit der Kurbelwelle des Motors verbunden, s. Abb. 11.36. Damit gehört er zu der Klasse der Primärbremssysteme.

480

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Abb. 11.36. Voith Aquatarder® WR190/D20 mit MAN Common Rail Motor D20

Die Besonderheit des Voith Aquatarders besteht darin, dass das Betriebsmedium nicht Öl, sondern das Kühlwasser des Motors – ein Wasser-Glykol-Gemisch – ist. Der Aquatarder ist unmittelbar und hermetisch in das Kühlsystem eingebunden. Das Betriebsmedium wird in dem Arbeitskreislauf durch den von der Kurbelwelle des Motors angetriebenen Rotor beschleunigt und im Stator wieder verzögert. Entsprechend dem Füllungsgrad zwischen Rotor und Stator wird das Bremsmoment aufgebaut. Das Bremsmoment wirkt über den Rotor und die Kurbelwelle auf den Antriebstrang des Fahrzeugs, das somit abgebremst wird. Die dabei anfallende kinetische Energie wird im hydrodynamischen Kreislauf des Retarders ausschließlich in Wärmeenergie umgewandelt und direkt vom Kühlwasser aufgenommen. Das erwärmte Kühlwasser wird über die Fahrzeugkühlanlage wieder gekühlt. Im Traktionsbetrieb wird der durch die Wasserpumpe erzeugte Volumenstrom am Aquatarder-Kreislauf vorbei direkt zum Motor geführt. Im Bremsbetrieb wird das Schaltventil so geschaltet, dass der Volumenstrom der Wasserpumpe zu 100 % in den Retarderkreislauf geführt wird, Abb. 11.37. Von dort ab verstärkt der Retarder die Weiterförderung, da er selbst wie eine starke Pumpe wirkt. Damit die gewünschte Bremsleistung erbracht wird, muss der Retarder gegen einen Auslasswiderstand arbeiten. Diese Drosselstelle ist ein am Aquatarderaustritt angebrachtes pneumatisch angesteuertes Auslassregelventil, das der stufenlosen Regelung des Bremsmomentes dient. Beim Ausschalten des Retarders lässt das Schaltventil das Kühlwasser wieder am Retarder vorbeiströmen, während sich dieser über das Auslassregelventil entleert. Das verschleiß- und wartungsfreie Nutzfahrzeugbremssystem Aquatarder ist motordrehzahlabhängig und verfügt über ein maximales Bremsmoment von bis zu 1450 Nm und einer maximalen Bremsleistung von ca. 300 kW bei einem Gewicht von ca. 30 kg. Der Aquatarder bildet zusammen mit der geregelten Motorbremse EVBec der MAN-Motoren D20 und D26 das MAN PriTarder-Bremssystem.

11.6 Fahrzeugdauerbremsen

481

Abb. 11.37. Steuerschema Voith Aquatarder im Bremsbetrieb. 1 Aquatarder; 2 Wasserpumpe; 3 Kurbelwelle; 4 Regelventil; 5 Rückschlagventil; 6 Schaltventil; 7 Temperatursensoren; 8 Thermostat; 9 Fahrzeugkühler; 10 Anschluss Vorratsluft; 11 2/2-WegeVentil; 12 Ausgleichsbehälter; 13 Ventilblock; 14 Fahrzeugelektronik; A1 Pneumatikleitung zum Regelventil; A2 Pneumatikleitung zum Schaltventil

Aufgrund seiner stufenlosen Regelbarkeit ist das PriTarder-Bremssystem in die Tempomatfunktion integriert und wird vom Fahrzeugführungsrechner angesteuert. Zusätzlich lässt sich das Dauerbremssystem wahlweise über den Betätigungshebel oder das Bremspedal bedienen. 3/ Elektromagnetischer Retarder

Der elektromagnetische Retarder – häufig auch als Wirbelstrombremse bezeichnet – ist wesentlich einfacher aufgebaut als der hydrodynamische. Er ist in der Regel als angebauter Sekundärretarder ausgeführt. Die Bremswirkung beruht auf dem physikalischen Prinzip der Kraftwirkung in elektromagnetischen Feldern. Der Stator, in Form einer Scheibe, ist mit mehreren Erregerspulen bestückt und am Getriebegehäuse befestigt. Getriebeseitig und hinterachsseitig sind Rotoren mit der Gelenkwelle verbunden, Abb. 11.38. Die Rotoren sind luftgekühlt und zur besseren Wärmeabfuhr an die Umgebung mit Rippen versehen. Beim Bremsen werden die Erregerspulen mit Batterie- bzw. Generatorstrom gespeist. Durchlaufen die Rotoren das magnetische Feld, werden in ihnen Wirbelströme induziert, die die Rotoren in ihren Drehbewegungen hindern. Die Größe des Bremsmoments ist von der Erregung der Statorspulen und vom Luftspalt zwischen Rotor und Stator abhängig. Durch paarweises Bestromen der Erregerspulen lässt sich die Bremsleistung in mehreren Stufen aktivieren.

482

11 Auslegung und Gestaltung weiterer Konstruktionselemente

Abb. 11.38. Prinzipieller Aufbau eines elektromagnetischen Retarders (Wirbelstrombremse)

Die elektromagnetischen Retarder zeichnen sich einerseits durch geringen Bauaufwand und schnelles Ansprechverhalten aus, haben aber andererseits ein relativ hohes Gewicht und können nur bei ausreichender Stromversorgung störungsfreien Betrieb gewährleisten. Sie weisen im Gegensatz zu hydrodynamischen Retardern schon bei niedrigen Rotordrehzahlen relativ hohe Bremsmomente auf. Jedoch können auch sie wegen der abfallenden Bremsmomentcharakteristik nicht komplett bis zum Stillstand des Fahrzeugs eingesetzt werden. Mit zunehmender Rotordrehzahl steigt jedoch auch die Temperatur des elektromagnetischen Retarders, wodurch das Bremsmoment abnimmt. Um die temperaturbedingte Zerstörung zu vermeiden, wird die Stromzufuhr an die Spulen bzw. die Anzahl der aktiven Spulen begrenzt. 11.6.4 Betätigung und Einsatz

Moderne Dauerbremssysteme zielen auf die Entlastung des Fahrers ab. Bei der Betätigung des Bremspedals durch den Fahrer werden die einzelnen Bremssysteme gemeinsam vom Fahrzeugführungsrechner über den Datenbus angesteuert. Beim Betätigen des Bremspedals schaltet sich beispielsweise zunächst der Retarder ein. Reicht die Bremskraft nicht aus, wird automatisch die Motorbremse aktiviert, die zusätzliche Bremsleistung zur Verfügung stellt. Erst zum Schluss wird bei Bedarf noch die Betriebsbremse aktiv. Bei älteren Systemen wird die Motorbremse (Auspuffklappe, Konstantdrossel) mittels Fußschalter aktiviert. Der Retarder wird gewöhnlich entweder mit dem Bremspedal oder einem Handhebel, mit dem verschiedene Bremsstufen gewählt werden können, zugeschaltet. Durch die elektronische Steuerung von Motorbremse und Retarder in Verbindung mit einer automatischen Geschwindigkeitsregelung kann die Fahrgeschwindigkeit bergab konstant gehalten werden. Die Aktivierung der Geschwindigkeitsregelung erfolgt über den Tempomaten oder auch über das Bremspedal. Der Fahrer braucht dabei nur so lange das Bremspedal zu betätigen, bis das Fahrzeug auf die gewünschte Geschwindigkeit abgebremst worden ist. Beim Lüften des Pedals wird die dabei aktuelle Geschwindigkeit beibehalten. Erst beim Betätigen des Gaspedals schaltet sich das Bremssystem aus.

11.6 Fahrzeugdauerbremsen

483

Während im unteren Geschwindigkeitsbereich und bei großen Gefällen die Primärretarder und Motorbremsen Vorteile bieten, eignen sich Sekundärretarder für höhere Geschwindigkeiten. Bei Getriebeautomaten ist bei Nkw meistens ein hydrodynamischer Primärretarder im Getriebe integriert, da notwendige Peripherieelemente wie beispielsweise die Füllpumpe ohnehin vorhanden sind. Sowohl Primär- als auch Sekundärretarder bremsen nur über die Antriebsräder. Wenn diese nur teilbelastet sind oder der Reibwert der Räder zur Straße gemindert ist, wird in modernen Systemen mit Lastsensierung die Retarderwirkung begrenzt, um einen zu großen Schlupf der Antriebsräder zu vermeiden. Erkennt das ABSSystem ein Blockieren der Antriebsräder, wird der Retarder ausgeschaltet.

12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Der Weg vom Konkreten zum Abstrakten und wieder zurück zum Konkreten ist der Weg menschlicher Erkenntnis /J. Dewey, 1910/

In diesem Kapitel werden exemplarisch Getriebekonstruktionen vorgestellt und ihr konstruktiver Aufbau besprochen. Bezüglich der Räderanordnungen der vorgestellten Grundkonzepte sei auf die Getriebeschemata in den Abschnitten 6.6 „Pkw-Getriebe“, 6.7 „Nkw-Getriebe“, 6.8 „Endantriebe“ und 6.9 „Nebenabtriebe“ verwiesen. Es ist nicht das Ziel, die neuesten und allerletzten Entwicklungen zu zeigen oder alle Details herauszustellen. Hier sei auf Fachpublikationen verwiesen. Vielmehr soll das Grundlegende und Allgemeingültige herausgearbeitet werden. Dazu werden auf den folgenden Seiten auch Getriebe erläutert, die nicht mehr in Produktion sind.

12.1 Pkw-Getriebe Tabelle 12.1. zeigt in der Zusammenfassung die in den Systematik-Abschnitten 6.6.1 bis 6.6.6 sowie in den Konstruktionsabschnitten 12.1.1 bis 12.1.6 behandelten Pkw-Getriebe. Zur leichteren Orientierung im folgenden Abschn. 12.1 sind für die erläuterten Konstruktionen fortlaufende Nummern vergeben (z.B. 1/ Einstufiges 5-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe; VW MQ). Tabelle 12.1. In den Abschn. 6.6.1–6.6.6 sowie in den Abschn. 12.1.1–12.1.6 vorgestellte Fahrzeuggetriebe. FQ Frontquer-Antrieb; S Standardantrieb; FL Frontlängs-Antrieb; FLA Frontlängs-Allradantrieb; HL Hecklängs-Antrieb; HQ Heckquer-Antrieb; WK Wandlerüberbrückungskupplung; WSK Wandlerschaltkupplung Lfd.- Konstruktion Gänge Nr. Abb.-Nr.

Kennzeichen

Einbau- Hersteller Bezeichnung Schema lage Abb.-Nr.

––

––

4

MT, 1-stufig

FQ

VW

MQ

6.18a

1/

12.1

5

MT, 1-stufig

FQ

VW

MQ

6.18b

––

––

4

MT, 2-stufig

S

Getrag

4-Gang

6.19a

2/

12.2–12.4

5

MT, 2-stufig

S

ZF

S 5-31

6.19b

12.1 Pkw-Getriebe

485

Tabelle 12.1. (Fortsetzung) 3/

12.5

6

MT, 2-stufig

S

Getrag

286

6.20a

4/

12.6

5/

12.7–12.8

6

MT, 1-stufig

6

MT, 1-stufig, 3-Wellen

FQ

Opel

F28-6

6.20b

FQ

Getrag

285

6.21a

6/

12.9–10

6

MT, 1-stufig, 3-Wellen

FQ

MB

FSG 300-6

6.21b

7/

12.11

6

MT, 2-stufig, Ottomotor

S

Getrag

217

6.22a/b

8/

12.12

6

MT, 1-stufig

FL

Audi

ML350-6F

6.23a

12.64

6

MT, 1-stufig

FLA

Audi

ML450-6Q

6.23b

––

––

3

AMT, 1-stufig, WSK

HL

VW

Bj. 1967

6.24

9/

12.13–14

6

AMT, 1-stufig, Gruppe

HQ

Getrag

431

6.25a

10/

12.15–12.16

7

AMT, 2-stufig

S

Getrag

247

6.25b

11/

12.17–12.20

6

DCT

FQ

VW

DSG

6.26

12/

12.21

7

DCT

S

ZF

7 DCT 50

6.27

––

––

4

AT, o. WK

FQ

ZF

4 HP 14

6.30– 6.31

13/

12.22

5

AT, o. WK

S

MB

W5A 030

––

14/

12.23

5

AT

S

MB

W5A 580

6.32

15/

12.24

7

AT

S

MB

W7A 700

6.33

16/

12.25

6

AT

S

ZF

6 HP 26

6.34

17/

12.26

6

AT

FQ

AISIN

TF 80-SC

6.35

18/

12.27

5

AT, Vorgelege

FQ

MB

W5A 180

6.36

19/

12.28

6

Hybrid, parallel

S

BMW/ZF

Aktivgetriebe

6.37– 6.38

20/

12.29

∞

Hybrid, verzweigt

FQ

Toyota/ Lexus

P310

6.39

––

––

∞

CVT, Toroid-Prinzip

––

––

––

6.41

21/

12.30

∞

CVT, Kettenvariator

FL

Audi

Multitronic

––

22/

12.31

∞

CVT, Kettenvariator

FQ

MB

Autotronic

––

23/

12.32

∞

CVT, Kettenvariator

FQ

ZF

CFT 30

6.43

––

––

∞

CVT, geared neutral

––

––

––

6.44

486

12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

12.1.1 Pkw-Handschaltgetriebe (MT) In Europa waren bis Anfang der 1980er Jahre bei Pkw 4-Gang-Handschaltgetriebe Standard. Im Zuge steigender Motorleistungen und Fahrzeuggewichte bei gleichzeitig sinkenden cW-Werten wurden größere Getriebespreizungen notwendig. Große Getriebespreizungen ermöglichen einerseits sicheres Anfahren und gute Beschleunigungswerte und andererseits bei höheren Geschwindigkeiten niedrigere Motordrehzahlen und damit einen geringen Kraftstoffverbrauch. Bei Handschaltgetrieben werden heute daher überwiegend 5- und 6-Gang-Getriebe eingesetzt. 1/ Einstufiges 5-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe; VW MQ Ein großer Anteil an Fahrzeugen ist mit Frontantrieb und zur Fahrtrichtung quer eingebauten Getrieben ausgestattet. Bei diesem Antriebskonzept kommen stets einstufige Vorgelegegetriebe mit integriertem Achsantrieb zum Einsatz. Ihre Bauform ist kompakt und verringert den für den Triebstrang benötigten Bauraum, nicht zuletzt durch den Wegfall der Kardanwelle. Die Möglichkeit, den kompletten Triebstrang inklusive Motor als „Paket“ vorzumontieren und in die Karosserie einzusetzen, stellt gegenüber dem Standardantrieb einen großen Vorteil dar. Das 5-Gang-Getriebe in Abb. 12.1 ist ein typischer Vertreter der Bauform Frontquer. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.1 und Abb. 6.18b erläutert. Auf der Antriebswelle liegen, von der Kupplungsseite her beginnend, nacheinander die Räder des 1. bis 5. Gangs. Auffallend ist der außerhalb des gegossenen Getriebegehäuses liegende 5. Gang, der durch eine separate Blechwanne gegen die Umgebung gekapselt ist. Dieses Detail hat seine Ursache darin, dass dieses Getriebe eine Weiterentwicklung eines 4-Gang-Getriebes mit angehängtem 5. Gang darstellt. Durch die sich hierdurch ergebende Lage eines Hauptlagers zwischen dem 4. und 5. Gang wird der Lagerabstand gering gehalten. Dies wirkt sich günstig auf die Wellendurchbiegung unter Last aus. Der 5. Gang ist allerdings fliegend gelagert. Die Kegelrollenlager der Antriebswelle verfügen über einen Bund am Lageraußenring zur Abstützung der Axialkräfte gegen das Gehäuse. Diese Sonderlager ermöglichen geringe Wandstärken des Gehäuses, da keine Bunde am Gehäuse bzw. Einstiche für Sicherungsringe benötigt werden. Die Verzahnung des Rückwärtsgangs liegt auf der Schiebemuffe des 1. und 2. Gangs. Alle Vorwärtsgänge verfügen über eine Einkonus-Synchronisierung. Die Betätigung der Synchronisierungen erfolgt über Schaltschwingen, deren Gleitlager über der Antriebswelle gut sichtbar sind. Die Betätigung der Schaltschwingen wiederum erfolgt über eine zentrale Schaltwelle (in der Getriebemitte stehend angeordnet).

12.1 Pkw-Getriebe

487

Abb. 12.1. 5-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe VW MQ, Räderschema Abb. 6.18b

Das Getriebegehäuse ist nach beiden Seiten offen und besitzt eine angegossene Hälfte des Achsgetriebegehäuses. Die Kupplungsglocke, die die andere Achsgetriebegehäusehälfte trägt, wird mit dem Getriebe verschraubt. Die andere Getriebegehäuseseite wird, wie bereits erwähnt, mit einem Blechdeckel verschlossen. Die Schmierung des Kegelraddifferentials erfolgt durch das Getriebe, in dessen Ölkreislauf es sich befindet. Am Antriebskäfig des Differentials ist das Schneckengetriebe des Tachoantriebs zu erkennen. In der Kupplungsglocke, auf der Getriebeeingangswelle sitzend, befindet sich das Kupplungsausrücklager mit seinem Betätigungshebel. Dieser ist als Blechumformteil ausgeführt.

488

12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

2/ Zweistufiges 5-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe; ZF S 5-31 Abbildung 12.2 stellt ein zweistufiges koaxiales 5-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe in Vorgelegebauart mit direkt übersetztem 5. Gang dar. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.1 und Abb. 6.19b erläutert. Bei dieser Bauart befindet sich der 1. und 2. Gang etwa in der Mitte der Hauptwelle. Dies widerspricht dem Grundsatz, Gangstufen hoher Drehmomentwandlung möglichst nahe an eine Wellenlagerung zu legen (Abschn. 8.2 „Allgemeine Gestaltungshinweise“ für Getriebewellen). Es ist aber möglich, die entstehenden Wellendurchbiegungen durch eine angepasste Verzahnungsgeometrie zu beherrschen. Diese Bauweise hat den Vorteil, dass die häufiger benutzten Gangstufen des 3. und 4. Gangs nahe an einer Lagerstelle liegen, was ihre Laufruhe erhöht. Im Gegensatz zu In-Line-Getrieben, bei denen alle Synchronisierungen auf der Getriebehauptwelle angeordnet sind, werden bei diesem Getriebe die Synchronisierungen für den 3. und 4. Gang auf die Vorgelegewelle verlagert. Durch diese Anordnung sind die Los- bzw. Schalträder des 3. und 4. Gangs nicht mehr an die Vorgelegewelle selbst, sondern an die Abtriebsseite gekoppelt. Ihre Drehzahlen müssen somit beim Synchronisiervorgang nicht mehr der Abtriebsdrehzahl angeglichen werden, wodurch sich die beim Schaltvorgang aufzubringende Schaltarbeit und -kraft reduziert. Das Verlegen von weiteren Losrädern auf die Vorgelegewelle scheitert an zu großen Differenzdrehzahlen. Die Synchronisierungen des 1. und 2. Gangs sind als Doppelkonus-Synchronisierungen ausgeführt, wodurch die Schaltkraft deutlich verringert wird. Alle anderen Gangstufen inklusive des Rückwärtsgangs besitzen Einkonus-Synchronisierungen.

Abb. 12.2. 5-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe ZF S 5-31, Räderschema Abb. 6.19b

12.1 Pkw-Getriebe

489

Abb. 12.3. Betätigung der Schaltelemente im Getriebe aus Abb. 12.2. 1 Zentralschaltwelle; 2 Wählschwinge; 3 Rastenbolzen; 4 Kugelhülse; 5–7 Schaltschwingen; 8 Verriegelung; 9 Drehpunkt der Schaltschwinge

Da die Losräder des 3. und 4. Gangs im Leerlauf bei stehendem Fahrzeug nicht umlaufen, erzeugen sie auch nicht in solchem Maße Klappergeräusche wie die auf der Hauptwelle gelegenen Losräder (siehe hierzu auch Abschn. 7.5). Die Kinematik der Schaltbetätigung ist in Abb. 12.3 dargestellt. Anstelle von separaten Schaltstangen für jede einzelne Schaltgabel wird eine zentrale Schaltwelle 1 mit den Schaltschwingen 5–7 verwendet. Dies bringt Gewichtsvorteile und ist kostengünstiger. Die zentrale Schaltwelle ist in Linearführungen 4 kugelgelagert, wodurch die Schaltkräfte verringert werden. Die Schaltschwingen besitzen einen im Gehäuse gelagerten Drehpunkt 9, um den sie nach dem Hebelprinzip schwenken. Hierbei ist durch die Wahl einer geeigneten Übersetzung des Hebels eine Verringerung der Schaltkraft möglich. Die Schaltschwingen (bzw. die Gassen) werden bei dieser Variante durch ein Verdrehen der Schaltwelle gewechselt. Die Vorgelegewelle ist antriebsseitig in einem Zylinderrollenlager und abtriebsseitig in einem zweireihigen Schrägkugellager gelagert, was von den sonst üblichen Kegelrollen- oder einreihigen Rillenkugellagern abweicht und die Schaltpräzision und die Laufruhe des Getriebes erhöht. Im gesamten Getriebe wurden keine Kegelrollenlager verwendet, da diese eine Reihe von Nachteilen mit sich bringen. Dies sind im Einzelnen eine Veränderung des Lagerspiels durch temperaturbedingte Längenänderungen im Getriebe sowie eine Spielzunahme durch Gehäusesetzerscheinungen. Auch erlauben Kegelrollenlager keinen Einsatz so genannter „Clean Bearings“, die durch eine Dichtmanschette gegen Verschmutzungen abgedichtet sind. Ihr Einsatz erlaubt es, die Ölwechselintervalle zu verlängern.

490

12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abb. 12.4. Die Einzelteile des 5-Gang-Pkw-Handschaltgetriebes ZF S 5-31

Das Getriebegehäuse selbst ist in Topfbauform mit angegossener Kupplungsglocke ausgeführt, Abb. 12.4, was eine hohe Steifigkeit des Gehäuses garantiert [12.54]. 3/ Zweistufiges 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe; Getrag 286 Änderungen der technologischen Rahmenbedingungen in der Automobiltechnik führten zur Entwicklung von Handschaltgetrieben mit 6 Gängen. Im einzelnen waren dies der verbesserte cW-Wert, der höhere Endgeschwindigkeiten ermöglicht, das durch umfangreichere Ausstattungen erhöhte Fahrzeuggewicht sowie der Wunsch nach verbesserten Elastizitätswerten [12.54]. Ein Vertreter von 6-Gang-Handschaltgetrieben für Pkw ist in Abb. 12.5 dargestellt. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.1 und Abb. 6.20a erläutert. Es handelt sich hierbei um ein zweistufiges Vorgelegewellengetriebe mit antriebsseitig angeordneter Konstante. Im Vergleich zu dem in Abb. 12.2 vorgestellten Getriebe bauen die Getriebewellen länger. Dies liegt erstens an dem zusätzlichen Radpaar und zweitens an den größeren Zahnbreiten, die bei hochmotorisierten Fahrzeugen notwendig werden. Um die sich hieraus ergebende Wellendurchbiegung unter Last gering zu halten, sind die Radpaare des 1. und 2. Gangs in die Nähe der abtriebsseitigen Hauptlagerung gelegt.

12.1 Pkw-Getriebe

491

Abb. 12.5. 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe Getrag 286, Räderschema Abb. 6.20a

Die Radpaare des 3. und 4. Gangs befinden sich in der Mitte des Getriebes. Das durch die Anordnung der Radpaare entstehende Schaltbild mit jeweils einer Gasse für den 1. und 2., den 3. und 4. sowie den 5. und 6. Gang entspricht einer logischen Ergänzung des gewohnten Schaltbilds von 5-Gang-Getrieben. Zur Verringerung von Klappergeräuschen wurden die Losräder des 3. und 4. Gangs auf die Vorgelegewelle verlagert. Zur Verringerung der Schaltkraft sind die Synchronisierungen des 1. und 2. Gangs als Dreifach- und die des 3. und 4. Gangs als Doppelkonus-Synchronisierung ausgeführt. Die Synchronisierungen des 5., 6. und des Rückwärtsgangs besitzen einen Einfachkonus. In Abb. 12.5 ist die kugelgelagerte, zentrale Schaltwelle zu sehen. Nicht dargestellt sind in dieser Ansicht die vier weiteren Schaltstangen für die jeweiligen Gassen. Der Wechsel zwischen diesen Schaltstangen geschieht durch eine Drehbewegung der zentralen Schaltwelle, die über Hebelmechanismen auf diese zugreift. Am antriebsseitigen Ende der zentralen Schaltwelle befindet sich die Arretierung für die Gangwahl. Die rechts auf der Schaltwelle angeordnete Drehfeder definiert die Grundstellung für die Drehbewegung der Gassenwahl. Die Vorgelegewelle ist abtriebsseitig in einem Zylinderrollenlager und antriebsseitig in einem zweireihigen Schrägkugellager gelagert, was die Laufruhe des Getriebes verbessert. Gegen Verschmutzungen abgedichtete Lager (Clean Bearings) erhöhen die Lagerlebensdauer bzw. erlauben den Einsatz kleiner dimensionierter und somit leichterer Lager.

492

12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Haupt- und Vorgelegewellen des Getriebes sind Kontur nachgeführt hohlgebohrt. Fertigungstechnisch geschieht dies durch zweigeteilte Wellen, die nach dem Ausdrehen der Innenkontur reibgeschweißt werden. Dies bringt Gewichtsvorteile. Das Getriebegehäuse selbst ist in Topfbauform mit angegossener Kupplungsglocke ausgeführt und weist somit eine hohe Steifigkeit auf [12.54]. 4/ Einstufiges 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe; Opel F28-6 Auch Pkw mit Frontantrieb werden mit immer höherer Leistung angeboten. Dies führte auch bei einstufigen Pkw-Getrieben zur Entwicklung von 6-Gang-Getrieben [12.3]. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.1 und Abb. 6.20b erläutert.

Abb. 12.6. 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe Opel F28-6, Räderschema Abb. 6.20b

12.1 Pkw-Getriebe

493

Das Getriebe in Abb. 12.6 ist ein Vertreter dieser Bauart. Auf der Antriebswelle sind die Räder der einzelnen Gangstufen wie folgt, von der Kupplungsseite her beginnend, angeordnet. Am Lager befinden sich die Räder des 1. und des 2. Gangs, deren Losräder und Synchronisierungen auf der Vorgelegewelle liegen. Es folgen die Räder des 5. und 6. Gangs und abschließend die des 3. und 4. Gangs. Ihre Losräder sind auf der Antriebswelle angeordnet. Interessant ist die konstruktive Lösung für den R-Gang, bei dem auf eine zusätzliche Verzahnung auf der Antriebswelle verzichtet wurde. Geschaltet wird er auf einer eigenen zusätzlichen Vorgelegewelle. Diese liegt nicht, wie im Bild dargestellt, in einer Ebene mit den anderen Wellen, sondern ist räumlich versetzt angeordnet [12.5]. Der Leistungsfluss im R-Gang geht vom Festrad des 1. Gangs auf dessen Losrad, von dort auf die Vorgelegewelle des R-Gangs, von wo aus er über das Losrad des 5. Gangs auf dessen Festrad geht. Diese Konstruktion ermöglicht es, eine sehr kurze Gesamtlänge des Getriebes zu realisieren. In diesem Fall konnte die Breite gegenüber dem Vorgänger mit fünf Gängen sogar verringert werden. Alle Gänge sind synchronisiert. Die des 1. und 2. Gangs sind mit einer Doppelkonus-Synchronisierung ausgestattet. Nicht im Bild zu erkennen sind die Elemente der Schaltbetätigung, die an allen Lagerstellen über Wälzlager verfügen. Der Aufbau des Getriebegehäuses ähnelt dem in Abb. 12.2 vorgestellten Getriebe, so dass das an dieser Stelle Beschriebene auch hier gilt. 5/ Einstufiges 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe; Getrag 285 Abbildung 12.7 zeigt ein Dreiwellengetriebe, bei dessen Entwicklung eine möglichst kurze Baulänge im Vordergrund stand. Alle Gänge einschließlich R-Gang sind synchronisiert. Die Gänge 1 und 2 haben Doppelkonus-Synchronisierungen, die restlichen Gänge Einfachkonus-Synchronisierungen [12.27]. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.1 und Abb. 6.21a erläutert. Auf der Getriebeeingangswelle EW sind die einzelnen Gangstufen wie folgt angeordnet (von der Kupplungsseite beginnend). Direkt neben dem Lager der Eingangswelle befindet sich der 1. Gang und Rückwärtsgang. Das Schaltrad des 1. Gangs befindet sich auf der Abtriebswelle AW1, das des Rückwärtsgangs auf der Abtriebswelle AW2. Im Rückwärtsgangbetrieb wird das Schaltrad des 1. Gangs als Rücklaufrolle verwendet. Es ist daher mit 2 Rollenlagern aufwendiger gelagert als die anderen Schalträder, die mit einfachen Nadellagern gelagert sind. Nach dem Festrad des 2. Gangs folgt das für den 3. und 5. Gang, anschließend das für den 4. und 6. Gang. Dadurch, dass sich der 3. und 5. sowie der 4. und 6. Gang jeweils ein Festrad teilen (Doppelverwendungen), sind nur 4 Festräder auf der Eingangswelle EW, die dementsprechend kurz ausfällt. Der Leistungsfluss ist in den Gängen 5 und 6 sowie in den Gängen 1 und 2 über die Abtriebswelle AW1. Im 3. und 4. Gang sowie dem Rückwärtsgang ist der Leistungsfluss über die Abtriebswelle AW2. Alle 3 Wellen sind über eine klassische Fest-Loslagerung, mit Kugellagern als Festlager und Rollenhülsen als Loslager, gelagert. Abbildung 12.8 zeigt die Seitenansicht. Durch die weit auseinander liegenden Synchroneinheiten auf den beiden Abtriebswellen ist eine lange Schaltwelle mit 2 Schaltfingern notwendig.

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abb. 12.7. 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe Getrag 285, Räderschema Abb. 6.21a

Auf jeder Abtriebswelle befinden sich zwei Synchroneinheiten, die von identischen Schaltfingern betätigt werden. Zwischen den Schaltfingern befinden sich die für die Arretierungen notwendigen Nockenkonturen. Die Wählkräfte, die den Schalthebel in der 3/4-Gasse halten, werden mittels Schraubenfedern im Schaltdeckel erzeugt. Beim Wählen in andere Gassen ergeben sich entsprechende Rückstellkräfte.

12.1 Pkw-Getriebe

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Abb. 12.8. 6-GangPkw-Handschaltgetriebe Getrag 285

6/ Einstufiges 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe; Mercedes-Benz FSG 300-6 Das in den Abb. 12.9 und 12.10 dargestellte Getriebe ist ähnlich im Aufbau wie das in Abb. 12.7. Es ist allerdings nur ein Festrad mit Doppelverwendung im Einsatz. Dadurch ergibt sich eine größere Freiheit bei der Wahl der Übersetzungen, allerdings auch eine größere Getriebelänge. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.1 und Abb. 6.21b erläutert.

Abb. 12.9. Schaltmechanismus des 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebes Mercedes-Benz FSG 300-6. 1 Rückfahrlichtschalter; 2 Schaltgewicht; 3 Schaltgabel 3./4. Gang; 4 Schaltgabel R-Gang; 5 Schaltgabel 5./6. Gang; 6 Schaltgabel 1./2. Gang

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abb. 12.10. 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe Mercedes-Benz FSG 300-6, Räderschema Abb. 6.21b

Direkt neben dem Hauptlager befindet sich der 1. Gang, gefolgt vom 2. Gang. Die Gänge 6 und 3 mit separaten Festrädern befinden sich in der Mitte, gefolgt vom 4. und 5. Gang, die sich ein gemeinsames Festrad teilen. Der Leistungsfluss der Gänge 1 bis 4 erfolgt über die obenliegende Abtriebswelle AW1, die der Gänge 5, 6 und R über die untenliegende Antriebswelle AW2. Durch diese Anordnung taucht die Abtriebswelle mit der geringeren Anzahl und den geometrisch kleineren Rädern in den Ölsumpf, was kleinere Schleppmomente zur Folge hat [12.16].

12.1 Pkw-Getriebe

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Der Rückwärtsgang hat zur Drehrichtungsumkehrung ein separates Rücklaufrad, das zudem gestuft ist, um die notwendige Übersetzung zu erhalten. Der R-Gang liegt im Schaltschema links neben dem 2. Gang. Die Schaltwelle mit zwei Schaltfingern ist vom Aufbau ebenfalls ähnlich der des Getriebes Getrag 285, allerdings liegt die Schaltwelle nicht schräg über der Eingangswelle, sondern steht zwischen Radsatz und Differential, wodurch sich eine sehr kompakte Bauweise ergibt, s. Abb.12.9. 7/ Zweistufiges 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe; Getrag 217 Ein weiterer Vertreter von 6-Gang-Handschaltgetrieben ist das in Abb. 12.11 dargestellte Getriebe Getrag 217. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.1 und Abb. 6.22a erläutert. Die Anordnung der Gänge in der dargestellten Variante für Ottomotoren entspricht dem in Abb. 12.5 dargestellten Getriebe. Da das Getriebe für kleinere Motorisierungen ausgelegt ist, ist der Aufbau kompakter und kostengünstiger als der nach Abb. 12.5. So werden als Hauptlager einfache Kugellager anstelle der Doppelschrägkugellager eingesetzt. Die Wellen sind nicht reibgeschweißt, sondern tieflochgebohrt. Dem, relativ betrachtet, etwas höheren Gewicht stehen Vorteile bei den Kosten gegenüber. Durch die kleineren zu synchronisierenden Massen können kleinere Synchronisierungen verwendet werden, im 1. und 2. Gang Doppelkonus- statt Dreifachkonus-Synchronisierungen. Das Getriebe ist für Otto- und Dieselmotoren konzipiert. Da beim Dieselmotor wegen der kleineren Drehzahlen eine größere Spreizung notwendig ist, ist nicht wie bei der Benzinvariante der 5., sondern der 4. Gang als Direktgang ausgeführt.

Abb. 12.11. 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe Getrag 217. Ausführung für Ottomotoren, Räderschema Abb. 6.22a

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Die Anordnung der Gänge 3 und 4 ist daher mit den Gängen 5 und 6 vertauscht und der Direktgang ist ein gerader und kein ungerader Gang. Dies muss durch Änderungen an der inneren Schaltung so kompensiert werden, dass sich am Schalthebel das übliche Schaltschema ergibt. Die Schaltung kann durch Änderung von wenigen Teilen für beide Varianten verwendet werden und erfüllt die gesteigerten Ansprüche beim Schaltkomfort. Da bei der einen Variante ein gerader Gang Direktgang ist, bei der anderen aber ein ungerader Gang, muss die Schaltrichtung in einem Fall umgedreht werden. Dies wird durch die Verwendung von Schaltschwingen oder Schaltgabeln realisiert. Bei der Schaltschwinge ist die Bewegung an der Schiebemuffe der Bewegung der Schaltwelle entgegengesetzt. Das Vertauschen der Gangpaare 3/4 und 5/6 wird durch verschiedene Positionen der Schaltfinger auf der zentralen Schaltwelle und modifizierte Eingriffe an den Gabeln bzw. Schwingen kompensiert. Der Sperrmechanismus, der das gleichzeitige Schalten mehrerer Gänge verhindert, ist bei beiden Varianten gleich. 8/ Einstufiges 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe; Getrag 466 (Audi ML350/450) Das in Abb. 12.12 dargestellte einstufige 6-Gang-Getriebe Audi ML350-6F ist für Frontlängs-Anwendung konzipiert. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.1 und Abb. 6.23a erläutert. Wie bei Frontquer-Antrieben beinhaltet das Getriebe daher einen Achsantrieb mit Differential 1. Um eine kompakte Bauweise mit kleinem Achsabstand zu erhalten und gleichzeitig hohe Drehmomente übertragen zu können, besitzt das Getriebe eine Dreifachlagerung, d.h. die Hauptwellen sind in der Mitte zusätzlich mittels Rollenlagern gelagert.

Abb. 12.12. 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe für Frontlängs-Antrieb Audi ML350-6F, Räderschema Abb. 6.23a. 1 Vorderachsdifferential

12.1 Pkw-Getriebe

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Da die Lagerung damit statisch überbestimmt ist, müssen die beteiligten Bauteile entsprechend eng toleriert sein. Gleichzeitig ist die Lagerluft der Rollenlager erhöht, um keine Verspannungen zu erhalten. Die Abtriebswelle ist auf der Seite des Ritzels durch ein zweireihiges Schrägkugellager gelagert, das die hohen radialen und axialen Kräfte des Triebsatzes aufnehmen kann. Durch das zwischen Kupplung und Radsatz liegende Differential ist die Antriebswelle sehr lang. Die Festlagerung ist daher auf zwei Lager aufgeteilt. Ein Rollenlager zur Aufnahme der radialen Kräfte nahe am Radsatz und ein Vierpunktlager, das vorwiegend die Axialkraft aufnimmt, aber gleichzeitig die Durchbiegung im Bereich der Kupplung klein hält [12.14]. Mit verhältnismäßig wenig Aufwand lässt sich aus dem Frontgetriebe ein Getriebe für Allradantrieb ableiten, siehe hierzu Abb. 12.64. Die Abtriebswelle mit Ritzelkopf wird durch eine Hohlwelle und eine darin gelagerte Ritzelwelle ersetzt. Am Getriebeende wird ein Mittendifferential, in diesem Fall ein TORSENDifferential, in das Getriebe integriert. Das Mittendifferential verteilt das Drehmoment im Verhältnis 50 : 50 auf die Vorder- und Hinterachse. 12.1.2 Automatisierte Pkw-Schaltgetriebe (AMT) 9/ Einstufiges 6-Gang-Pkw-AMT; Getrag 431 Das erste nur als AMT entwickelte und in Großserie hergestellte Getriebe ist das im Smart eingesetzte Getrag-Getriebe 431, Abb. 12.13. Da dieses Getriebe als AMT entwickelt wurde, musste beim Radsatzaufbau und bei der Schaltung nicht Rücksicht auf das Schaltbild genommen werden. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.2 und Abb. 6.25a erläutert. Es handelt sich hierbei um ein einstufiges 6-Gang-Getriebe mit schaltbarem integrierten Achsantrieb und integrierter Aktuatorik. Die 6 Gänge werden über ein 3-Gang-Hauptgetriebe mit R-Gang und den Abtriebskonstanten KH und KL der nachgeschalteten Rangegruppe erzeugt. Auf der Antriebswelle sind die Gänge wie folgt angeordnet. Der 3./6. Gang liegt auf der Kupplungsseite. Entgegen der sonst üblichen „Konstruktionsvorschrift“, Gänge mit hohen Kräften in der Nähe von Lagerebenen anzuordnen, liegen die Radpaare für den 1. und R-Gang in der Mitte der Welle. Wegen der vergleichsweise kleinen Drehmomente wurden andere Kriterien wie Package und Kosten stärker bewertet. Am Ende der Welle befindet sich die Verzahnung für den 2./5. Gang. Mit diesem Konzept lassen sich kostengünstig und platzsparend 6-GangGetriebe bauen. Einschränkungen hinsichtlich der Übersetzungswahl und der Stufung der Gänge resultieren aus der Gruppenbauweise. Gegenüber konventionellen 6-Gang-Getrieben lässt sich aber eine Synchroneinheit samt Schaltbetätigung einsparen. Die Radsatzkomponenten wie Räder, Wellen und Synchronisierungen sind, wie bei allen AMT, mit denen von Handschaltgetrieben identisch. Alle Hauptlager sind Rillenkugellager. Wegen des kleinen zu übertragenden Drehmoments kann auch das Differential mittels Kugellagern statt der sonst üblichen Kegelrollenlagern gelagert werden.

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abb. 12.13. 6-Gang-Pkw-AMT Getrag 431 in Gruppenbauweise, Räderschema Abb. 6.25a

Ein besserer Wirkungsgrad und eine einfachere Montage sind die Vorteile dieses Konzepts. Das Differentialgehäuse besteht aus zwei Aluminium-Druckgussschalen, die zusammen mit den zwei Abtriebszahnkränzen verschraubt werden. Die innere Schaltung ist bei diesem Getriebe nicht wie bei Handschaltern aufgebaut. Die Schiebemuffen werden von einer elektrisch betätigten Schaltwalze 2 bedient, Abb. 12.14. Durch Drehen der Schaltwalze werden die in die Nuten eingreifenden Schaltgabeln 3 axial bewegt und sind gleichzeitig gegeneinander verriegelt. Dadurch wird das gleichzeitige unbeabsichtigte Schalten zweier Gänge verhindert. Die Gestaltung der Nutform bestimmt die Schaltkennlinie. Beim Schalten vom 3. in den 4. Gang werden über die Schaltwalze zwei Schiebemuffen gleichzeitig betätigt. Es wird sowohl die Gangstufe als auch der Achsantrieb geschaltet.

12.1 Pkw-Getriebe

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Abb. 12.14. Elektro-mechanische Betätigung der Schiebemuffen des Getriebes Getrag 431. 1 elektrischer Aktuator; 2 Schaltwalze; 3 Schaltgabel

Mit dieser Radsatzanordnung lassen sich daher nur automatisierte Getriebe bauen. Die elektro-mechanische Aktuatorik ist in das Getriebekonzept integriert. Durch die Schaltwalze sind nur serielle Schaltungen notwendig, d.h. ein Überspringen von Gängen ist nicht möglich, alle Gänge müssen durchgeschaltet werden. Neuere Konzepte mit zwei voneinander unabhängigen Schaltwalzen bieten hier Vorteile bei Mehrfachrückschaltungen. 10/ Zweistufiges 7-Gang-Pkw-AMT; Getrag 247 Ein zweistufiges 7-Gang-AMT, wie es im BMW M5 (E60) im Jahr 2004 in Serie ging, zeigt Abb. 12.15. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.2 und Abb. 6.25b erläutert. Dieses Getriebe ist als automatisiertes Getriebe mit integrierter Aktuatorik entwickelt [12.40]. Dadurch ist eine AMT-spezifische Radsatzanordnung möglich, bei dem, anders als beim MT, aufeinander folgende Gänge, mit Ausnahme des 6. und 7. Gangs, auf unterschiedlichen Synchroneinheiten liegen. Durch eine unabhängige Betätigung des Ist- und Zielgangs beim Schalten sind Überschneidungen möglich und damit kürzere Schaltvorgänge. Die Zeit ohne Zugkraft wird minimiert. Beim Auslegen des Ist-Gangs kann schon der Zielgang ansynchronisiert werden. Wegen der formschlüssigen Verbindung müssen allerdings richtige Überschneidungsschaltungen, wie bei Lastschaltgetrieben mit Reibkupplungen, unbedingt vermieden werden. Eine formschlüssige Verbindung von zwei Gängen gleichzeitig würde zum Blockieren des Getriebes führen. Damit die Synchroneinheiten den hohen thermischen Belastungen auf Grund der kurzen Schaltzeiten und hohen Differenzgeschwindigkeiten standhalten, bestehen die Reibbeläge aus hochbelastbaren Carbon-Beschichtungen.

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abb. 12.15. 7-Gang-Pkw-AMT Getrag 247, Räderschema Abb. 6.25b

Der 6. Gang ist als Direktgang ausgelegt, d.h. die Eingangs- und Abtriebswelle werden verbunden. Es sind keine Zahnräder im Leistungsfluss. Um die Durchbiegung der Welle klein zu halten und im Verhältnis zum Achsabstand große Drehmomente übertragen zu können, besitzt das Getriebe eine Zwischenlagerung. Die Lagerung ist somit überbestimmt und die Genauigkeit der Bauteile muss entsprechend präzise sein, um keine Lagerbelastung auf Grund der Bauweise zu erhalten. Es können aber alle hochbelasteten Gänge an einer Lagerebene angeordnet werden und damit im Verhältnis zum Achsabstand hohe Antriebsmomente übertragen werden.

Abb. 12.16. a Hydraulikeinheit für 7-Gang-Pkw-AMT Getrag 247; b Schaltgabelsatz

12.1 Pkw-Getriebe

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Die Schaltbetätigung erfolgt hydraulisch mit Einzelstangenaktuatoren für extrem schnelle Schaltungen. Die Hydraulikaktuatoren greifen direkt in die aus Aluminiumdruckguss gefertigten Schaltgabeln ein. Abbildung 12.16a zeigt die Hydraulikeinheit, die fertig befüllt am Getriebe montiert wird und Abb.12.16b den Schaltgabelsatz. 12.1.3 Pkw-Doppelkupplungsgetriebe (DCT) 11/ 6-Gang-Pkw-DCT für Frontquer-Antrieb; VW DSG® Die Abb. 12.17 zeigt das 2003 in Serie gegangene 6-Gang-DCT von VW für Frontquer-Antrieb. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.3 und Abb. 6.26 erläutert. Die zwei Teilgetriebe sind ineinander verschachtelt. Der Hauptschnitt ähnelt einem Handschaltgetriebe in Dreiwellenausführung [12.62]. Der Motor treibt über ein Zweimassenschwungrad in die äußeren Lamellenträger der Kupplung K1 und K2 ein. Die Innenlamellenträger der beiden Kupplungen sind über Steckverzahnungen mit den Eingangswellen der beiden Teilgetriebe verbunden. Teilgetriebe 1 mit der innenliegenden, durchgehenden Eingangswelle EW1 (1., 3., 5., R-Gang) und das Teilgetriebe 2 mit der als Hohlwelle ausgeführten, kürzeren Eingangswelle EW2 (2., 4., 6. Gang).

Abb. 12.17. 6-Gang-Pkw-DCT VW DSG®, Prinzipschema Abb. 6.26. Hauptschnitt mit Kraftfluss. 1 nasslaufende Doppelkupplung mit K1 und K2; 2 Rücklaufwelle R-Gang; 3 Ölpumpe; EW1 Eingangswelle Teilgetriebe 1 (1./3./5./R); EW2 Eingangswelle Teilgetriebe 2 (2./4./6.); AW1 Abtriebswelle mit Abtriebskonstantenritzel; AW2 Abtriebswelle 2 mit Abtriebskonstantenritzel

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abb. 12.18. 6-Gang-Pkw-DCT VW DSG®. 1 Verteiler für Allradantrieb; 2 Ölkühler; 3 Rücklaufwelle für R-Gang; 4 Mechatronik

Die Synchronisierungen sind auf den Abtriebswellen angeordnet. Die Gänge 1 und 3, 2 und 4 sowie 6 und R sind jeweils zu Synchrongruppen zusammengefasst. Die unteren Gänge sind als Mehrkonus-Synchronisierungen ausgeführt, um den hohen Anforderungen an die Schaltgeschwindigkeit zu genügen. Die beiden Abtriebskonstanten greifen in das hier nicht dargestellte Achsantriebsrad ein, welches ein Kegelraddifferential antreibt. Am Ende des Getriebekraftflusses kann noch ein Verteilergetriebe für den Allradantrieb angeflanscht werden. Dies und die räumliche Anordnung der Getriebekomponenten sind in Abb. 12.18 gezeigt. Die nasslaufende Doppelkupplung ist eines der wesentlichen Elemente des Getriebes, s. Abb. 10.15 in Abschn. „10.3 Doppelkupplungen“. Die Kraftübertragung vom Motor erfolgt über die Außensteckverzahnung der Doppelkupplung, die formschlüssig mit dem Zweimassenschwungrad verbunden ist. Die Kraftübertragung auf die Eingangswellen EW1 und EW2 erfolgt über die Lamellenträger der jeweiligen Kupplung K1 bzw. K2. Hierbei wird das Drehmoment über das Lamellenpaket von der Außenverzahnung der Doppelkupplung auf die Innenverzahnung übertragen. Die beiden Antriebswellen sind jeweils formschlüssig mit den Innenverzahnungen der Doppelkupplung verbunden. Die Kupplung ist für 350 Nm ausgelegt. Die Mechatronik ist als Vorortsteuerung auf der Getriebevorderseite angeordnet, s. Abb. 12.19. Sie kombiniert das Hydraulikmodul 1 mit den Kupplungsmodulatoren 2 (Druckregelventile), die Schaltventile und die entsprechenden Hydraulikschieber sowie ein elektronisches Modul 3, das aus dem Getrieberechner und einem Sensorcluster besteht. Diese eigentliche Steuereinheit des Getriebes ist über einen zentralen Stecker 4 direkt mit dem Fahrzeugkabelbaum verbunden.

12.1 Pkw-Getriebe

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Abb. 12.19. Mechatronik VW DSG®. 1 Hydraulikmodul; 2 Kupplungsmodulatoren; 3 Elektronikmodul; 4 fahrzeugseitiger Stecker

Die Sensorik erfasst neben An- und Abtriebsdrehzahlen auch die jeweiligen Positionen der vier Gangsteller und diverse Temperaturen. Die wesentlichen Komponenten der Aktuatorik bilden die beiden Kupplungsmodulatoren, der Kühlölmodulator sowie die Schaltventile des Gangstellwerkes. Um schnelle Schaltgeschwindigkeiten und daraus resultierend einen hohen Schaltkomfort zu erreichen, ist die Qualität hinsichtlich Regelgüte und Geschwindigkeit der Kupplungsmodulatoren von besonderer Bedeutung. Die Schaltungen der einzelnen Gänge erfolgen analog zu Handschaltgetrieben über Gangsteller, welche jedoch beim VW DSG hydraulisch angesteuert werden und beidseitig in reibungsarmen Kugelhülsen 1 gelagert sind, Abb. 12.20. Die Stellung der jeweiligen Schaltgabel lässt sich anhand von auf ihr angebrachten Magneten 2 und einem Hallsensor am Sensorikmodul ermitteln. Neben definierter Mitten- und Endposition ist es möglich, beliebige Zwischenpositionen zu erkennen und somit werden Regelvorgänge bei Gangstellerbewegungen möglich gemacht.

Abb. 12.20. Schaltgabel mit Kugelhülsen für 1./3. Gang. 1 Kugelhülse; 2 Magnet mit Wegsensor; 3 Kolben Gangsteller; 4 Zylinder Gangsteller; 5 Rastierung

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Für den Einsatz im VW DSG wurde aufgrund der vielfältigen Anforderungen, die es in dieser Kombination bislang nicht gab, ein spezielles Getriebeöl entwickelt. Die wesentlichen Kriterien waren dabei die Anforderungen des Tribosystems Kupplung hinsichtlich Reibwertverlauf und -konstanz sowie der Verschleißschutz der Verzahnungen. Als weitere Gesichtspunkte sind die Eignung im Synchronisierungsbereich, die Verlustleistung in den Lagerungen, die allgemeine Materialverträglichkeit und das Langzeitverhalten zu nennen. Die Ölpumpe (3 in Abb. 12.17) zur Versorgung des Ölkreislaufes mit Drucköl befindet sich auf der dem Motor abgewandten Seite des Getriebes und wird über eine zentrale Welle, die innerhalb der Eingangswelle EW1 verläuft, direkt mit Motordrehzahl angetrieben. Die Pumpe ist als Sichelpumpe in Kavernenbauform mit einer Trochoidenverzahnung konzipiert. Da die aufgenommene Pumpenleistung in der Verlustleistungsbilanz einen wesentlichen Unterschied zu Handschaltgetrieben und eine bedeutende Einzelverlustquelle darstellt, kam der Optimierung des Pumpenwirkungsgrades bzw. der Leistungsaufnahme eine besondere Bedeutung zu. Siehe dazu auch Abschn. 11.3 „Ölversorgung und Ölpumpen“. Innerhalb des Ölkreislaufes saugt die Pumpe das Getriebeöl zunächst über einen Saugfilter an. Zusätzlich wird überschüssiges Drucköl, insbesondere bei höheren Drehzahlen, von der Mechatronik direkt in die Saugseite der Pumpe geleitet, was den Volumenstrom am Saugfilter begrenzt. Das Drucköl steht der Mechatronik für die Ansteuerung der Kupplungen und der Gangsteller zur Verfügung. Auch die Kupplungskühlung wird direkt aus dem Drucköl gespeist. Ein Teilstrom wird über einen Ölkühler (2 in Abb. 12.18) geleitet, der aufgrund der geringen Getriebeverlustleistung direkt in den Wasserkreislauf des Motors integriert ist. Anschließend wird dieser Ölstrom über einen Druckfilter der Öleinspritzschmierung zugeführt. 12/ 7-Gang-Pkw-DCT für Standard-Antrieb; ZF 7 DCT 50 Das von der ZF im Jahr 2005 vorgestellte Doppelkupplungsgetriebe 7 DCT 50 ist ein 7-Gang-Doppelkupplungsgetriebe für Standardantrieb [12.37]. Durch den koaxialen Abtrieb unterscheidet es sich im Aufbau vom zuvor erläuterten Doppelkupplungsgetriebe von VW für Frontquer-Anwendungen. Während dort zwei Abtriebskonstanten zu finden sind, sind es hier zwei Antriebskonstanten. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.3 und Abb. 6.27 erläutert. Das Motordrehmoment wird über das in Abb. 12.21 nicht dargestellte im Trockenraum angeordnete Zweimassenschwungrad eingeleitet. Die Eingangsnabe überträgt das Moment an die Außenlamellenträger der beiden nasslaufenden Kupplungen des Doppelkupplungsmoduls 1. Wesentliches Entwicklungsziel bei DCT sind kurze Schaltzeiten. Das erfordert geringe zu synchronisierende Massenträgheiten. Dazu trägt bei, dass die Eingangswellen über die Innenlamellenträger angebunden sind, welche die vom Massenträgheitsmoment her günstigeren Belaglammellen tragen. Siehe auch das Räderschema in Abschn. 6.6.3, Abb. 6.27. Folgt man dem Leistungsfluss im Getriebe weiter, so gelangt man über die beiden Antriebskonstanten, die über eine Vollwelle und über eine Hohlwelle an die beiden Kupplungen angebunden sind, auf die Vorgelegewelle.

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Abb. 12.21. 7-Gang-Pkw-DCT für Standardantrieb ZF 7 DCT 50, Räderschema Abb. 6.27. 1 Doppelkupplung; 2 achsparallele Ölpumpe; 3 Hydraulik-/Mechatronik-Modul; 4 Ölwanne; 5 Schaltstangen; 6 doppelwirkender Schaltzylinder

Um einen hohen Getriebewirkungsgrad zu erzielen und hohe Motordrehzahlen bis 9000 1/min einleiten zu können, sind eine achsparallele Pumpe 2 und Einspritzschmierung weitere Kennzeichen der Konstruktion. Die Ölpumpe ist als Innenzahnradpumpe ausgeführt, die über eine Stirnradstufe angetrieben wird. Das treibende Rad ist hierbei direkt auf dem Außenlamellenträger der Doppelkupplung angebracht, der mit Motordrehzahl rotiert. Der Antrieb über eine Stirnradstufe bringt den Vorteil, dass die Pumpe über unterschiedliche Übersetzungsstufen je nach Einsatzzweck in ihrer Fördercharakteristik bzw. ihrer maximalen Drehzahl angepasst werden kann. Ein weiterer Vorteil ist, dass auf Grund der sich ergebenden konstruktiven Freiräume ein für den Pumpenwirkungsgrad optimales Verhältnis von Pumpenbreite zu Pumpendurchmesser realisiert werden kann. Durch die Einspritzschmierung, die bei diesem Getriebe in Verbindung mit einer Trockensumpfschmierung steht, kann zum einen zur besseren Wärmeabfuhr Öl direkt in die Verzahnung eingespritzt werden, zum anderen gibt es keine merklichen Verluste durch im Ölsumpf pantschende Verzahnungen. Die Vorwahl der Gänge erfolgt über die doppeltwirkenden Zylinder 6, die über eine elektro-hydraulische Steuerung 3 mit vorgesteuerten Ventilen und Druckreglern betätigt werden.

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Von Hand schaltbare Doppelkupplungsgetriebe Prinzipbedingt bieten Doppelkupplungsgetriebe eine hohe Flexibilität bezüglich der möglichen Übersetzungen; allerdings werden die Gänge anders angeordnet als bei einem Handschaltgetriebe. Dadurch folgt, dass DCT nicht von Hand schaltbar sind. Obwohl die Übersetzung von Doppelkupplungs- und Handschaltgetrieben grundsätzlich identisch sein können, unterscheiden sich die Radsätze der beiden Systeme aufgrund der unterschiedlichen Anordnung der Räderpaare hinsichtlich der Ausgestaltung ihrer Wellen, Synchronisierungsanbindungen und Verzahnungskorrektur. Gleichteilstrategien MT/DCT erfordern konstruktive Maßnahmen an der Schaltvorrichtung. Es gibt Ansätze, den Schalthebel kinematisch von der inneren Schaltung zu entkoppeln und dadurch die Räderebenen flexibel und unabhängig vom bekannten H-Schaltbild anzuordnen. Auf Basis eines Doppelkupplungsradsatzes kann so nicht nur ein Doppelkupplungsgetriebe abgeleitet werden, das von Hand schaltbar ist, sondern darüber hinaus ein Getriebebaukasten dargestellt werden, der über einen gemeinsamen Radsatz für Doppelkupplungsgetriebe, automatisiertes Handschaltgetriebe und Handschaltgetriebe verfügt [12.11]. 12.1.4 Pkw-Automatgetriebe (AT) Die ersten 5-Gang-Pkw-Automatgetriebe kamen 1989 zunächst für Standardantrieb auf den Markt. Bei Frontquer-Anwendungen werden, abhängig von Fahrzeug und Region, auch 20 Jahre danach noch 4-Gang-Automaten in Fahrzeugen angeboten. 13/ 5-Gang-Pkw-Automatgetriebe; Mercedes-Benz W5A 030 Die Konstruktion des 5-Gang-Pkw-Automatgetriebes W5A 030 von MercedesBenz aus dem Jahr 1989 steht am Übergang von einer rein hydraulischen zu einer elektronisch-hydraulischen Steuerung und zeigt weitere interessante Merkmale, auf die nachfolgend eingegangen wird, Abb. 12.22. Dieses Getriebe entstand durch ein Erweitern des 4-Gang-Automatgetriebes W4A 040 von 1979 um eine zusätzliche Planetenstufe [12.61]. Der 4-Gang-Teil besitzt noch eine rein hydraulische Steuerung, lediglich der angehängte 5. Gang ist elektro-hydraulisch angesteuert. Das Getriebegehäuse mit angegossener Kupplungsglocke wird durch eine Trennwand auf Höhe der Entlüftung 1 in einen vorderen und einen hinteren Getrieberaum geteilt. Im vorderen Raum befinden sich im Prinzip dieselben Baugruppen wie im 4-Gang-Getriebe, von dem auch die rein hydraulische Steuerung des 4-Gang-Teils übernommen wurde. Der Planetensatz 2 im hinteren Getrieberaum läuft in den ersten 4 Gängen als Block um und übersetzt im fünften Gang ins Schnelle, wobei der 4-Gang-Teil als Block umläuft. Der 4-Gang-Teil setzt sich aus einem Ravigneaux-Radsatz 3 mit nachgeschaltetem einfachen Planetenradsatz 4 zusammen.

12.1 Pkw-Getriebe

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Abb. 12.22. 5-Gang-Automatgetriebe Mercedes-Benz W5A 030. 1 Entlüftung; 2/4 Planetensatz; 3 Ravigneaux-Radsatz; 5 Deckel; 6 Primärölpumpe; 7 Betätigungskolben; 8 Lamellenbremse; 9 Bandbremse; 10 Kupplungslamellenträger; 11 Wandler; 12 Schaltplatte; 13 Ölwanne; 14 Parksperrenrad; 15 Parksperrenklinke; 16 Fliehkraftregler

Der vordere Getrieberaum ist durch einen Deckel 5, der auch die Primärölpumpe 6 aufnimmt, zum Wandler hin abgetrennt. Dieser Deckel besitzt Kanäle für die Ölpumpe und dient auch als Zylinder für den Betätigungskolben 7 der Lamellenbremse 8. Die Bremsen sind teilweise als Lamellen- und als Bandbremsen 9 ausgeführt. Besonders die Bandbremsen, die die Außenfläche eines Kupplungslamellenträgers 10 als Bremsfläche benutzen, bauen sehr kompakt. Beim „harten“ Wandler 11 (s. auch Abschn. 10.4.4) wurde auf eine Überbrückungskupplung verzichtet. Unten am Getriebe befindet sich die Schaltplatte 12 der hydraulischen Getriebesteuerung mit Ventilen, die das Drucköl zur Getriebesteuerung in die verschiedenen Kanäle leiten. Die Schaltplatte wird von der Ölwanne 13 aus Blech umschlossen, die den Ölsumpf beinhaltet. Im hinteren Getrieberaum befindet sich das Parksperrenrad 14, das über die Parksperrenklinke 15 die Getriebeabtriebswelle verriegelt (s. Abschn. 9.4). Die Verzahnung des Parksperrenrads ist außen am Hohlrad des Planetensatzes angebracht, wodurch axialer Bauraum eingespart wird. Für An- bzw. Abschleppen des Fahrzeugs besitzt dieses Getriebe eine Sekundärölpumpe, die auf der Welle des Fliehkraftreglers 16 sitzt und bei rollendem Fahrzeug und stehendem Motor den Steuerdruck im Öl bereitstellt. Der Fliehkraftregler betätigt ein Druckregelventil und ist abhängig von der Fahrzeuggeschwindigkeit, wodurch ein geschwindigkeitsabhängiger Steuerdruck geliefert wird.

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

14/ 5-Gang-Pkw-Automatgetriebe; Mercedes-Benz W5A 580 (330, 900) Die 5-Gang-Pkw-Automatgetriebe W5A 330, 580 und 900 von Mercedes-Benz wurden 1995 mit dem W5A 580 vorgestellt. Die Funktion des Grundkonzepts ist in Abschn. 6.6.4 und Abb. 6.32 detailliert beschrieben. Die drei Getriebevarianten unterscheiden sich in der ertragbaren Drehmomentkapazität mit 330, 580 bzw. 900 Nm. Sie basieren mit 3 Planetensätzen und sechs Lastschaltelementen auf einem einfachen und sehr kurz bauenden System. Das Gewicht beträgt zwischen 75 und 80 kg je nach Ausführung. In Abb. 12.23 ist der Mittelschnitt des W5A 580 dargestellt. Das Getriebe besitzt eine innenverzahnte Mondsichelölpumpe 3 (s. Abschn. 11.3.2), die vom Wandler 1 angetrieben wird [12.56]. Bei diesem Wandler handelt es sich um einen 3-Leitungs-Wandler (s. Abschn. 10.4.6). Eine Besonderheit ist das zweiteilige Gehäuse 5 und 15 aus Aluminium-Druckguss. Durch Entfall einer Zwischenwand ist es leichter und einfach an unterschiedliche Motoren anpassbar. Alle Planetenräder sind in Nadelkäfigen gelagert, wobei 2 Planetenradträger (17 und 19) aus Aluminium-Druckguss gefertigt sind. Vorteile sind neben Gewicht und Herstellkosten die Integration von Innenlamellenträgern. Die Parksperre ist als Konussystem ausgebildet (s. Abschn. 9.4).

Abb. 12.23. 5-Gang-Pkw-Automatgetriebe Mercedes-Benz 5WA 580, Räderschema Abb. 6.32. 1 3-Leitungs-Wandler; 2 Mitnahme Ölpumpe; 3 Ölpumpe, 4 Außenlamellenträger; 5 Getriebegehäuse; 6 Außenlamellenträger; 7 Lamellenkupplung K2; 8 Lamellenbremse BR; 9 Lamellenkupplung K3; 10 Rückdruckfeder B2/BR; 11 Zylinderführung B2/BR; 12 Wandlerüberbrückungskupplung; 13 Flansch Turbinenrad; 14 Ölpumpengehäuse; 15 Wandlergehäuse; 16 Lamellenbremse B1; 17 vorderer Planetenradsatz; 18 elektro-hydraulische Schaltplatte; 19 hinterer Planetenradsatz; 20 mittlerer Planetenradsatz; 21 Lamellenbremse B2; 22 Kolben B2; 23 Ölsumpf

12.1 Pkw-Getriebe

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Die elektro-hydraulische Steuereinheit 18 besteht aus zwei Aluminium-Druckgussbauteilen, einem Zwischenblech und dem Elektriksatz, wobei die elektronische Getriebesteuerung extern im Fahrzeug sitzt. Die Steuerung des Schaltvorgangs folgt als elektro-hydraulisch geregelte Überschneidungssteuerung (s. hierzu Abschn. 9.3.2). Dabei wird das zuschaltende Getriebeschaltelement mit dem Schaltdruck angesteuert. Mit Hilfe der Überschneidung erfolgt die Druckreduzierung am abschaltenden Element. Der Elektriksatz besteht aus einer Steckkupplung, zwei Regelmagnetventilen, drei Umschaltventilen, einem pulsweitenmodulierten Ventil, zwei Drehzahlsensoren, einem Temperatursensor und einem Anlasssperrkontakt. Die gesamte Einheit wird von einem Spritzgussteil aus Kunststoff zusammengehalten, das alle elektrischen Bauteile aufnimmt. 15/ 7-Gang-Pkw-Automatgetriebe; Mercedes-Benz W7A 700 Im Jahr 2003 hat Mercedes-Benz das erste Pkw-Automatgetriebe mit 7 Vorwärtsund 2 Rückwärtsgängen vorgestellt. Das für maximal 700 Nm Drehmoment ausgelegte W7A 700 zeichnet sich durch eine konsequente Leicht- und Kompaktbauweise aus. Aufbauend auf dem vorangehend erläuterten 5-Gang-Automatgetriebe W5A 580 unterscheidet sich das W7A 700 im Konzept durch den Wechsel des vorderen Einfachplanetensatzes in einen inversen RavigneauxRadsatz und die Integration einer zusätzlichen Bremse [12.21–12.22]. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.4 und Abb. 6.33 erläutert.

Abb. 12.24. 7-Gang-Pkw-Automatgetriebe Mercedes-Benz W7A 700, Räderschema Abb. 6.33. 1 Kupplung K1; 2 Kupplung K2; 3 Kupplung K3; 4 Bremse B1; 5 Bremse B2; 6 Bremse B3; 7 Bremse BR

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Um insgesamt sieben Vorwärtsgänge und zwei Rückwärtsgänge darstellen zu können, werden im W7A 700 drei Kupplungen sowie vier Lamellenbremsen benötigt. Es wiegt ca. 82 kg und baut 621 mm lang mit einer Getriebespreizung von 6,02. Das Hauptgehäuse besteht aus der Magnesium-Druckgusslegierung AS 31HP, die angeflanschte Wandlerglocke wird aus Aluminium gefertigt. Gegenüber einem komplett aus Aluminium hergestellten Getriebegehäuse wurde eine Gewichtsersparnis von 2,5 kg erzielt. Die Abb. 12.24 zeigt den Getriebelängsschnitt. Übernommen vom Getriebekonzept W5A 580 sind der Drehmomentwandler inklusive Überbrückungskupplung mit integriertem Turbinentorsionsdämpfer und das komplette Parksperrensystem. Neu zum Getriebe W5A 580 ist auch die Integration der Getriebesteuerung zu einer elektro-hydraulischen Steuereinheit (Mechatronik) direkt im Getriebe. Die im Getriebe integrierte elektro-hydraulische Steuerung besteht aus den Teilkomponenten hydraulische Schaltplatte, Elektriksatz inkl. Steuergerät und Drehzahlsensorik sowie den acht Regelmagnetventilen. Elektrisch erfolgt der Anschluss nach außen nur noch über fünf Pins. Die Schaltplatte besteht aus Schieber- und Ventilgehäuse in Aluminium-Druckguss, einem Zwischenblech und Schieberventilen. Mit dem Prinzip der Direktsteuerung sind Mehrfachrückschaltungen möglich. Dies ermöglicht hochdynamische direkte oder miteinander verschachtelte Doppel- oder Mehrfachrückschaltungen von bis zu vier Gängen, welche für den Fahrer als eine Schaltung spürbar sind. 16/ 6-Gang-Pkw-Automatgetriebe; ZF 6 HP 19, 6 HP 26 und 6 HP 32 Die Sechsgang-Getriebefamilie ZF 6 HP 19, 6 HP 26 und 6 HP 32 für Motordrehmomente bis ca. 350, 600 und 750 Nm basiert auf dem Radsatzkonzept von Lepelletier und wird seit dem Jahr 2001 eingesetzt. Mit einer Gesamtspreizung von 6,04 liegt sie in einem Bereich, der bis zu diesem Zeitpunkt bei Pkw den Stufenlosgetrieben (CVT) vorbehalten war. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.4 und Abb. 6.34 erläutert. Mit dem Radsatzkonzept mit Einfachplanetensatz 5 und nachgeschaltetem Ravigneaux-Radsatz 10 können sechs Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang unter Verwendung von lediglich fünf Schaltelementen dargestellt werden, Abb. 12.25. Das Getriebe weist 3 Lamellenkupplungen (4, 6, 7) und 2 Lamellenbremsen (8, 9) auf. Mit Ausnahme der Kupplung E 7, die einen kleineren Durchmesser aufweist, sind die anderen Schaltelemente auf den gleichen Durchmesser konstruiert. Damit bietet das ausgewählte Getriebekonzept eine kompakte Bauform [12.23, 12.65]. Das Getriebegehäuse 1 mit integrierter Wandlerglocke ist einteilig und aus Aluminiumdruckguss. Der Wandler ist ein 2-Leitungs-Wandler (s. Abschn. 10.4.6). Der vordere Deckel stellt die Ölversorgung dar. Er besteht aus zwei AluminiumDruckgussteilen (Zwischen- und Zentrierplatte) sowie der Pumpe 3. Die Pumpe ist als Innenzahnradpumpe mit Mondsichel ausgeführt. Zur Gewichts- und Kostenreduzierung sind viele Teile des Getriebes aus geschnittenem oder umgeformtem Stahlblech hergestellt, s. hierzu auch Abschn. 16.4 „Prozessketten zur Blechteilbearbeitung“. So sind die Innen- und Außenlamellenträger überwiegend aus Blech gefertigt. Auch der Ravigneaux-Radsatz ist als steife Konstruktion in Stahlblech ausgeführt. Dessen Planetenräder sind zur Minimierung der Verkippung und zur Geräuschreduzierung breit ausgelegt.

12.1 Pkw-Getriebe

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Abb. 12.25. 6-Gang-Pkw-Automatgetriebe ZF 6 HP 26, Räderschema Abb. 6.34. 1 einteiliges Getriebegehäuse; 2 2-Leitungs-Wandler; 3 Ölpumpe; 4 Kupplung A; 5 Radsatz 1; 6 Kupplung B; 7 Kupplung E; 8 Bremse C; 9 Bremse D; 10 RavigneauxRadsatz; 11 Parksperrenrad; 12 Magnete; 13 Kunststoffölwanne; 14 Mechatronik; 15 Ölfilter

Die Ölwanne ist zur Gewichtsminimierung als Kunststoffverbundteil 13 hergestellt, wobei der Filter 15 und die Dichtung integriert sind. Zur Verschraubung an das Getriebegehäuse sind Stahlhülsen eingegossen. Die 6 HP-Automatgetriebe werden in diesem Buch an mehreren Stellen exemplarisch für Erläuterungen herangezogen. Es finden sich weitere konzeptionelle, konstruktive und fertigungstechnische Details der 6 HP-Getriebe unter: • • • • • • • • • •

Äußere Schaltung von Automatgetrieben, Abb. 9.5, Positive Überschneidungsschaltung, Abb. 9.33, Konstruktive Ausführungen von Lamellenkupplungen, Abb. 9.43, Einbausituation Parksperre, Abb. 9.48, Elektrisch aktivierte Parksperre, Abb. 9.49, Komponenten eines Trilok-Pkw-Wandlers in Blechbauweise, Abb. 10.30, Ölversorgung, Abb. 11.12, Parallelhybrid, 6-Gang-Automat, BMW-Aktivgetriebe, Abb. 12.28, Automatgetriebe mit integriertem Allrad, Audi Quattro AL420-6Q, Abb. 12.65, Fertigung Wellen-, Gehäuse-, Guss-, Blechteile, Abb. 16.2, 16.3 und 16.9.

Mit dem Getriebe 6 HP 26 wurde erstmals ein integriertes Shift-by-wire-System für Pkw in Serie gebracht. Es ermöglicht mehr Gestaltungsfreiheit beim Bedienkonzept. Siehe auch Abschn. 9.1.3 „Shift-by-wire“. Die Mechatronik 14 liegt im Ölsumpf und besteht aus hydraulischer Steuerung, der Aktuatorik, Sensorik und der Getriebeelektronik (TCU).

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Die Getriebesteuerung umfasst unter anderem sechs elektronische Druckregelventile, welche die Schaltelemente und die Wandlerüberbrückungskupplung ansteuern, zwei Drehzahlsensoren und einen Öltemperatursensor. Die Schaltplatte besteht aus zwei Aluminium-Druckgussteilen mit einem Aluminium-Zwischenblech. 17/ 6-Gang-Pkw-Automatgetriebe für Frontquer-Antrieb; AISIN AW TF 80-SC

Abb. 12.26. 6-Gang-Pkw-Automatgetriebe für Frontquer-Antrieb AISIN AW TF 80-SC, Räderschema Abb. 6.35

12.1 Pkw-Getriebe

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Das AISIN AW TF 80-SC war das erste 6-Gang-Automatgetriebe für FrontquerAntrieb, das 450 Nm Motordrehmoment ermöglicht. Bei einer Länge von 357 mm wiegt das Getriebe nach Abb. 12.26 ca. 95 kg. Es beruht, wie das voran beschriebene Getriebe, auf dem Radsatzkonzept nach Lepelletier. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.4 und Abb. 6.35 erläutert. Eine Besonderheit dieser Konstruktion ist die als Bandbremse ausgeführte Bremse C. Die Bandbremse C wirkt im 2. und 6. Gang. [12.31–12.32]. Das Getriebe weist ein zweiteiliges Aluminium-Druckgussgehäuse auf. Der Drehmomentwandler hat, bei einem hydraulischen Durchmesser von 260 mm, einen flachen Medianquerschnitt. Die Ölpumpe ist als Gerotorpumpe realisiert. Die elektronisch-hydraulische Steuerung arbeitet mit 6 Druckreglern sowie 2 Magnetventilen und besitzt 2 Drehzahl- und einen Temperatursensor. Das Getriebesteuergerät ist extern im Fahrzeug angebracht. 18/ 5-Gang-Pkw-Automatgetriebe in Vorgelegebauweise für Frontquer-Antrieb; Mercedes-Benz W5A 180

Abb. 12.27. 5-Gang-Pkw-Automatgetriebe in Vorgelegebauweise für Frontquer-Antrieb Mercedes-Benz W5A 180, Räderschema Abb. 6.36

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abbildung 12.27 zeigt das 5-Gang-Automatgetriebe in Vorgelegebauweise Mercedes-Benz W5A 180 für den Frontquer-Einbau in der A-Klasse von 1997 [12.19]. Es ist für Motordrehmomente bis 180 Nm ausgelegt und hat bei einer Länge von 305 mm ein Gewicht von 69 kg. Die abgeschrägte Außenfläche des Gehäuses setzt die Crashgleitfläche des Motors in der Fahrzeugbreite fort. Basis ist ein Dreiwellensystem mit sechs Lamellenkupplungen. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.4 und Abb. 6.36 erläutert. Zwischen Motor und Getriebe ist ein Wandler mit Überbrückungskupplung angebracht. Sämtliche Lamellenträger und Druckkolben sind als günstige Dünnbleche ausgeführt. Die zwei Gehäusehälften sind aus Aluminium-Druckguss. Eine Neuheit war die hydraulische Direktansteuerung der Schaltelemente und die ausschließliche Verwendung von pulsweitenmodulierten Ventilen. Die hydraulischen Steuerelemente und der Wählschieber sind im Schiebergehäuse aus AluminiumDruckguss untergebracht. Auf der Rückseite des Schiebergehäuses sind die im Elektriksatz enthaltenen Aktuatoren und die elektronische Getriebesteuerung angeordnet. Die Direktsteuerung der Schaltelemente erfolgt über Druckminderventile, die über pulsweitenmodulierte Ventile angesteuert sind. 12.1.5 Pkw-Hybridantriebe 19/ 6-Gang-Pkw-Hybrid-Automatgetriebe als Parallelhybrid; BMW-Aktivgetriebe Wie in Abschn. 6.6.5 und Abb. 6.37 erläutert, bildet das 6-Gang-Stufenautomatgetriebe 6 HP 26 nach Abb. 12.25 die Basis für den Parallelhybrid des „BMWAktivgetriebes“, Abb. 12.28. Im Vergleich zum konventionellen Wandlergetriebe ersetzt hier die permanenterregte Drehstromsynchronmaschine (PSM), bestehend aus Stator 1 und Rotor 2 den hydrodynamischen Drehmomentwandler als Anfahrelement. Sie wird zusammen mit den beiden nasslaufenden Lamellenkupplungen K1 3 und K2 4 als Hybridmodul in die Gehäuseglocke integriert und benötigt dafür keinen zusätzlichen Bauraum. Die Betätigung und Ölkühlung der Trennkupplung K1 und der Anfahrkupplung K2 erfolgt aus dem hydraulischen Getriebesteuergerät 5 heraus. Ein Zweimassenschwungrad 6 entkoppelt Drehungleichförmigkeiten des Verbrennungsmotors zum Getriebeeingang hin. In der hochintegrierten Ausbaustufe des „Aktivgetriebes“ kann die Leistungselektronik zur Ansteuerung der E-Maschine innerhalb der Gehäuseglocke direkt am Umfang des Stators angebaut werden, so dass der Bauraum für die Leistungselektronik nicht mehr in der Fahrzeugstruktur vorgehalten werden muss [12.17]. Durch diese mechatronische Ausführung entfällt auch der Verkabelungsaufwand, der zwischen einer extern angeordneten Leistungselektronik und der E-Maschine notwendig ist.

12.1 Pkw-Getriebe

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Abb. 12.28. 6-Gang-Pkw-HybridAutomatgetriebe. Parallelhybrid mit 1-E-Maschine, BMW/ZF/ Continental, Räderschema Abb. 6.37, Hauptgetriebe Abb. 12.25. 1 EM-Stator; 2 EM-Rotor; 3 Lamellenkupplung K1; 4 Lamellenkupplung K2; 5 Zweimassenschwungrad

20/ Leistungsverzweigtes Hybridgetriebe; Toyota/Lexus P310 Die konstruktive Ausführung des in Abschn. 6.6.4 und Abb. 6.39 beschriebenen leistungsverzweigten Hybridgetriebes P310 mit zwei elektrischen Maschinen von Toyota/Lexus zeigt Abb. 12.29. Dieses Hybridgetriebe mit integriertem Vorderachsdifferential kommt bei SUV-Fahrzeugen mit quer eingebautem Verbrennungsmotor und Frontantrieb zum Einsatz. Sowohl beim E-Motor (1 und 2) als auch beim Generator (5 und 6) handelt es sich um eine permanenterregte Drehstromsynchronmaschine (PSM), die innerhalb des Getriebes, also im Ölraum, betrieben wird. Die Kühlung beider elektrischen Maschinen erfolgt sowohl über das vorbeigeschleuderte ATF-Öl, das deren Abwärme abführt und über das Getriebegehäuse an die Umgebung abgibt, als auch über einen Kühlwasser-Mantel um die Statoren der elektrischen Maschinen, der mit dem Kühlwasser-Kreislauf des Fahrzeugs gekoppelt ist. Eine zentrale Baugruppe des Hybridgetriebes stellt das erste Planetengetriebe, das Summiergetriebe 4, dar, das die Kurbelwelle des Verbrennungsmotors (Stegwelle) mit dem Abtrieb (verbundene Hohlräder von Summier- und Reduziergetriebe) und dem Generator (Sonnenrad) koppelt. Auf diese Weise ist es möglich, die Leistung des Verbrennungsmotors sowohl mechanisch zum Antrieb der Räder – bei Bedarf unterstützt durch den E-Motor – als auch elektrisch zum Antrieb des Generators zu nutzen. In Abschn. 6.6.5 werden die Drehmomentverhältnisse und Leistungsflüsse für unterschiedliche Betriebszustände des Hybridgetriebes P310 genauer erläutert.

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Das zweite Planetengetriebe, das Reduziergetriebe, hat die Aufgabe, die Drehzahl des E-Motors zum Abtrieb hin abzusenken und das Drehmoment zu erhöhen. Dadurch werden kompaktere Abmessungen des leistungsstarken E-Motors ermöglicht. Hierzu ist der E-Motor mit dem Sonnenrad verbunden, während das Hohlrad, das ja mit dem Hohlrad des Summiergetriebes gekoppelt ist, den Abtrieb in Richtung Vorderachsdifferential darstellt. Die Stegwelle ist fest mit dem Getriebegehäuse verbunden. Das Hybridgetriebe hat eine Länge von 417 mm und wiegt inklusive Ölbefüllung 125 kg.

Abb. 12.29. Leistungsverzweigtes Hybridgetriebe P310 von Toyota/Lexus, Räderschema Abb. 6.39. 1 Rotor des E-Motors; 2 Stator des E-Motors; 3 Reduziergetriebe (Planetengetriebe) für E-Motor; 4 Summiergetriebe (Planetengetriebe); 5 Stator des Generators; 6 Rotor des Generators; 7 Torsionsdämpfer mit Schwungmasse; 8 Kurbelwellenflansch; 9 Stirnradstufe zum Abtrieb; 10 Vorderachsdifferential; 11 Parksperrenrad; 12 gekoppelte Hohlräder von Summier- und Reduziergetriebe; 13 Ölpumpe

12.1 Pkw-Getriebe

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Durch eine Elektrifizierung der Hinterachse des Fahrzeugs durch Kombination des Hinterachsdifferentials mit einer zusätzlichen dritten elektrischen Maschine können dem Antriebstrang gewisse Eigenschaften eines Allradantriebs verliehen werden. Diese elektrische Maschine kann aus dem elektrischen Energiespeicher oder bei laufendem Verbrennungsmotor auch aus dem elektrischen Leistungspfad des Generators gespeist werden. Auf das elektrifizierte Hinterachsdifferential wird hier jedoch nicht näher eingegangen [12.26, 12.35]. 12.1.6 Pkw-Stufenlosgetriebe (CVT) Der Wunsch, ein Fahrzeug mit einem stufenlosen, automatischen Getriebe auszustatten, ist fast so alt wie das Automobil selbst. Nach zahlreichen Entwicklungen im Laufe der Automobilgeschichte, die sich aber alle nicht durchsetzen konnten, wurden in den 80er Jahren wieder CV(Continuous Variable)-Getriebe von verschiedenen Herstellern zur Serienreife entwickelt. Zur Erläuterung ihres Funktionsprinzips sei auf Abschn. 6.6.6 verwiesen. Alle mechanischen CVGetriebe übertragen Drehmomente mittels Reibung. Im Getriebe muss daher in allen Betriebspunkten der Zielkonflikt, ein stets sicheres Anpressen der Reibelemente mit möglichst geringer Überanpressung zu realisieren, gelöst werden. Zusammen mit der Regelung der Übersetzung, die das dynamische Verhalten (Driveability) des Fahrzeugs und den Kraftstoffverbrauch beeinflusst, sind dies die beiden regelungstechnischen Hauptaufgaben, die das Getriebe erfüllen muss [12.12]. 21/ Pkw-Stufenlosgetriebe; Audi Multitronic® Abbildung 12.30 zeigt das stufenlose Multitronic-Getriebe von Audi, das in Pkw mit Otto- und Dieselmotoren bis zu 330 Nm und 188 kW zum Einsatz kommt [12.58]. Zur Schwingungsisolation wird das Motordrehmoment über eine SchwungradDämpfereinheit ins Getriebe eingeleitet. Als Anfahrelement für Vorwärts- und Rückwärtsanfahrt dient jeweils eine entsprechend dimensionierte nasse Lamellenkupplung. Um eine gleichbleibende Qualität der Anfahrten sicherzustellen und die Haltbarkeit über der Lebensdauer des Fahrzeugs zu gewährleisten, wird die jeweilige Kupplung während der Anfahrt gezielt mit einem definierten Ölstrom gekühlt. Mittels eines Planetenradsatzes erfolgt die Drehrichtungsumkehr beim Rückwärtsfahren. Bei der Vorwärtsfahrt läuft der Planetenradsatz wirkungsgradoptimal als Block um. Über eine Vorgelegestufe wird das Motormoment an den Variator weitergeleitet. Diese Zahnradstufe ermöglicht zusammen mit der Vorderachse die Anpassung der Gesamtübersetzung an die unterschiedlichsten Fahrzeug- und Motorkombinationen. Die Übertragung der Antriebsleistung vom Primär- auf den Sekundärscheibensatz erfolgt über eine Zuggliederkette (Laschenkette). Diese besteht aus unterschiedlich langen Kettenlaschen, die den Strang bilden sowie aus den Wiegedruckstücken der Gelenke und aus den Sicherungselementen.

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abb. 12.30. Stufenloses Pkw-Automatgetriebe Audi Multitronic

Die Anpressung der Laschenkette im Variator wird mit hoher Genauigkeit und Dynamik durch den direkt im Kraftfluss angeordneten hydro-mechanischen Drehmomentfühler sichergestellt. Er stellt stets einen drehmomentproportionalen Anpressdruck ein und trägt so vor allem im Teillastbetrieb, durch Vermeidung von zu hoher Überanpressung, zu einem guten Getriebewirkungsgrad bei. Der Anpressdruck wirkt direkt im Anpresszylinder des primären und des sekundären Scheibensatzes. Das Doppelkolbenprinzip trennt die Funktionen Anpressen und Verstellen und ermöglicht in Kombination mit dem Drehmomentfühler hochdynamische Verstellvorgänge bei wirkungsgradgünstiger Anpressung und Pumpenauslegung. Die für die Übertragung des jeweiligen Drehmoments zur Verfügung stehende Anpresskraft ergibt sich letztlich aus der Summe von Verstell- und Anpressdruck. Vom Sekundärscheibensatz wird über den Hypoidkegeltrieb das Drehmoment auf den Achsantrieb und von dort auf die Vorderräder übertragen. Im Getriebegehäuse ist die elektronisch-hydraulische Steuerung integriert. Die Hydraulik liefert Drucköl für die Anpressung und Verstellung der Kette sowie die Anpressung der Anfahrkupplungen. Sie fördert Kühlöl für den Variator und die Lamellenkupplungen sowie Kühl- und Schmieröl für diverse Lagerstellen und Zahneingriffe. Das Drucköl wird durch eine kleine, wirkungsgradoptimierte Pumpe mit einer Fördermenge von 10 Liter pro Minute je 1000 1/min erzeugt, s. auch Abb. 11.17. Angetrieben wird diese Pumpe von der Eingangswelle über eine Zahnradstufe und die Pumpenwelle. Die kompakte Baugröße der Pumpe ermöglicht die direkte Anordnung auf der hydraulischen Steuerung.

12.1 Pkw-Getriebe

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Für die ausreichende Kühlung der beiden Anfahrkupplungen, vor allem bei Hochlastanfahrten, sind Ölmengen erforderlich, die die Ölpumpe allein nicht liefern kann. Deshalb wird bei den Anfahrvorgängen eine Saugstrahlpumpe zugeschaltet, die zusätzliches Kühlöl auf niedrigem Druckniveau fördert. Die Ölmenge zur Kupplungskühlung kann so im Bedarfsfall ohne zusätzlich erforderliche Pumpenleistung in etwa verdoppelt werden. Der Informationsaustausch zwischen dem direkt auf der hydraulischen Steuerung angebrachten Getriebesteuergerät und den anderen Steuergeräten im Fahrzeug erfolgt über CAN-Datenbus. 22/ Pkw-Stufenlosgetriebe; Mercedes-Benz Autotronic® Das Stufenlosgetriebe Autotronic von Mercedes-Benz wurde speziell für den Triebstrang der A-Klasse (ab 2004) entwickelt. Das Getriebe weist eine Spreizung von 6,4 auf und ist für Motormomente bis 280 Nm ausgelegt [12.34].

Abb. 12.31. Stufenloses Pkw-Automatgetriebe Mercedes-Benz Autotronic

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abbildung 12.31 zeigt den Mittelschnitt der Autotronic sowie den Leistungsfluss durch das Getriebe. Hauptbaugruppen sind der Drehmomentwandler mit schlupfgeregelter Überbrückungskupplung, die Ölpumpe, der Kegelscheibenvariator mit Schubgliederband und die abtriebsseitige Kupplung mit Wendesatz (Downstream Drive/Neutral/Reverse-Set). Die Anpassung an die verschiedenen Motorvarianten erfolgt über eine Zwischenübersetzung vor dem Differential. Bei der Autotronic wird als Anfahrelement ein hydrodynamischer Drehmomentwandler verwendet. Die Package-Anforderungen in Kombination mit hohen Motormomenten machten eine Neukonstruktion notwendig. Die bei Mercedes-Benz sonst übliche 3-Leitungs-Bauweise des Wandlers wurde zu Gunsten der kompakter bauenden 2-Leitungs-Bauweise geändert. Die Autotronic ist mit einem abtriebsseitigen Wendesatz ausgeführt. Die Gründe und Vorteile hierfür sind: • spezielle Package-Situation mit reduziertem Bauraum auf der Antriebsseite, • Möglichkeit, mit dieser Anordnung die Anpresssicherheit am Variator bzw. Schubgliederband zu reduzieren und vor abtriebsseitigen Drehmomentstößen zu schützen (Torque-Fuse-Funktionalität) und • Verstellmöglichkeit des Variators bei Fahrzeugstillstand. Diese Bauweise führt zu charakteristischen konstruktiven Merkmalen des Variators: • Anbindung der Getriebeeingangswelle an die antriebsseitige Festscheibe durch eine Mitnahmeverzahnung. • Einteilig ausgeführte Wegscheiben mit angeschmiedeten Zylindern zur Aufnahme der axialen Dichtringlaufbahn. • Ausführung der abtriebsseitigen Festscheibe des Scheibensatzes als Hohlwelle mit eingesteckter Abtriebswelle, durch die das Drehmoment nach dem Wendesatz zur Zwischenwelle weitergeleitet wird. • Grundanpressung des Schubgliederbandes im drucklosen Zustand über eine koaxial angeordnete Druckfeder im abtriebsseitigen Scheibensatz (Motorstart). • Fliehöldruckkompensation am abtriebsseitigen Scheibensatz durch zwei Fliehölhauben in Blechausführung. Als Umschlingungselement wird ein Schubgliederband mit einer Breite von 30 mm und zwölf Ringen eingesetzt. Bei der Auslegung von Variator und Band wurde größter Wert auf maximale Spreizung gelegt. Die beiden Variatorscheibensätze haben einen Achsabstand von 180 mm. Der abtriebsseitig angeordnete Wendesatz besteht im Wesentlichen aus einem Planetengetriebe und zwei hydraulisch betätigten Lamellenkupplungen. Während der Vorwärtsfahrt ist die Kupplung Vorwärts (KV) geschlossen und die Bremse Rückwärts (BR) geöffnet. Damit läuft das Planetengetriebe als Block um. Soll die Drehrichtung umgekehrt werden, so wird die Kupplung Vorwärts geöffnet und die Bremse Rückwärts geschlossen, so dass der Planetenradträger festgebremst wird. Die Leistung fließt in diesem Fall über das Sonnenrad und die Planetenräder in das Hohlrad und damit in die Abtriebswelle. Die Drehrichtung wird dabei durch die Standgetriebeübersetzung des Planetensatzes umgekehrt.

12.1 Pkw-Getriebe

523

Als Ölpumpe wird in der Autotronic eine zweiflutige Flügelzellenpumpe eingesetzt, s. auch Abb. 11.17. Sie besteht im Wesentlichen aus einem Rotor mit 12 Flügeln und einem Gehäuse mit 2 separaten Kammern, wobei eine Kammer dauerhaft (full-time) in Betrieb ist und die zweite Kammer bedarfsorientiert und somit nur zeitweise mit Druck beaufschlagt wird (part-time). Der Vorteil besteht darin, dass die Leistungsaufnahme der Pumpe besonders bei höheren Drehzahlen dadurch nahezu halbiert werden kann. Dies wirkt sich vorteilhaft auf Fahrleistungen und Verbrauch des Fahrzeugs aus. Die elektro-hydraulische Steuereinheit (EHS) besteht aus einer hydraulischen Steuerung mit 12 Hydraulik-Schieberventilen, 4 elektronisch angesteuerten Regelmagnetventilen und dem Elektriksatz inklusive Sensorik und vollintegriertem Steuergerät. Die elektro-hydraulische Steuereinheit erlaubt in Verbindung mit dem hydrodynamischen Drehmomentwandler ein rein hydraulisches Fahren als Notlauffunktion. Für das elektronische Steuergerät wurde ein Hybridkonzept gewählt, um die Qualität und die Zuverlässigkeit zu steigern. Dies wird hauptsächlich durch die entfallenden Verdrahtungen und fahrzeugseitigen Steckverbindungen zwischen Steuergerät und Getriebe erreicht. Außerdem kann durch die Verblockung von Steuergerät und Getriebe bereits im Getriebewerk das Gesamtsystem der Mechanik-Hydraulik-Steuerung geprüft und bei speziellen Testläufen auch adaptiert werden, wodurch die Produktqualität verbessert wird. Das Steuergerät selbst ist für einen Temperaturbereich von –40 °C bis +140 °C ausgelegt. Es verfügt über zwei CAN-Controller-Bausteine und vier stromgeregelte Endstufen für die Regelmagnetventile sowie drei Drehzahl-, einem Temperatur-, dem Wählbereichs(bestehend aus vier Hallsensoren) und einem Drucksensor. Über einen 6-poligen Getriebestecker ist das Steuergerät an das Fahrzeugbordnetz und den FahrzeugCAN angeschlossen. Über CAN-Datenbus steht das Getriebesteuergerät mit anderen Fahrzeugsteuergeräten (z.B. Motorsteuergerät, ESP-Steuergerät etc.) in Verbindung. 23/ Pkw-Stufenlosgetriebe; ZF-Ecotronic CFT 30 In Abb. 12.32 ist das stufenlose Getriebe CFT 30 als leistungsstärkste Variante der von ZF entwickelten Ecotronic-Getriebe-Familie zu sehen, wie es beispielsweise im Ford Five Hundred oder Ford Freestyle eingesetzt wird. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.6 und Abb. 6.43 erläutert. Das Getriebe hat eine Drehmomentenkapazität von 310 Nm (max. Motorleistung 172 kW) [12.46, 12.66]. Als Anfahrelement dient ein hydrodynamischer Drehmomentenwandler mit Wandlerkupplung. Er hat einen kleinen, kreisrunden außen liegenden Torus. Dies ermöglicht einen optimalen hydraulischen Kreislauf bei schmaler Bauweise. Dieser Wandler wurde sowohl von seinem Aufbau als auch von seiner Charakteristik speziell auf das stufenlose Getriebe angepasst. Auf der Primärachse sind hinter dem Wandler die Radialkolbenpumpe, der Planetenradsatz mit den beiden Kupplungen für den Vorwärts- und Rückwärtsgang sowie der Eingangs-Kegelscheibensatz des Variators angeordnet. Für die Kraftübertragung im Variator wird eine Zuggliederkette (Laschenkette) mit 33 mm Breite verwendet.

524

12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abb. 12.32. Pkw-Stufenlosgetriebe ZF-Ecotronic CFT 30, Räderschema Abb. 6.43

Auf der Sekundärachse befindet sich der abtriebsseitige Kegelscheibensatz mit dem integrierten Parksperrenrad und dem Ritzel für die erste Stufe der Achsübersetzung. Eine Welle trägt die Zwischenräder der Achsübersetzung. Auf der Achswelle sind das Ausgangsrad der Endübersetzung und das Differential angeordnet. Die Achsübersetzung kann in sechs Stufen durch verschiedene Zwischenwellenund Differentialräder im Bereich von 4,11 bis 5,95 variiert werden. Die Getriebesteuerung ist unter dem mechanischen Getriebeteil angeordnet und liegt im Ölsumpf. Hydraulische Getriebesteuerung, elektronische Getriebesteuerung, elektro-hydraulische Ventile, Sensoren, Verkabelung und Stecker bilden eine Funktionseinheit, die so genannte Mechatronik. Deutlich ist das Fehlen jeglicher mechanischer Fühler an den Scheiben für die Variatorsteuerung erkennbar. Diese Konstruktion benötigt weder einen mechanischen Drehmomentsensor noch eine mechanische Rückführung der Variatorscheibenposition.

12.2 Nkw-Getriebe

525

Die Variatorsteuerung arbeitet vollelektronisch und kann den Primär- und Sekundärdruck im Variator unabhängig voneinander einstellen. Auf diese Weise lässt sich über die elektronische Getriebesteuerung für jeden Betriebspunkt eine geeignete Druckeinstellung erreichen. Eine detaillierte Beschreibung des Anpresssystems für die Ecotronic-Familie ist in [12.46] enthalten. Als Besonderheit des Ölversorgungssystems kommt im CFT 30 eine spezifisch für CVT-Anwendungen entwickelte Radialkolbenpumpe zum Einsatz. Dabei handelt es sich um eine sauggedrosselte Pumpe, die für Drücke bis 70 bar ausgelegt ist. Der geförderte Volumenstrom ist bis zu einer Drehzahl von 2000 1/min proportional zur Motordrehzahl. Bei höheren Drehzahlen wird er auf ein konstantes Niveau von ca. 28 l/min abgeregelt. Durch den konstanten Volumenstromverlauf verbraucht die Pumpe weniger Antriebsleistung als eine klassische Zahnradpumpe. Dies hat im kundennahen Fahrbetrieb einen positiven Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch des Fahrzeugs.

12.2 Nkw-Getriebe Tabelle 12.2 zeigt im Überblick die in den Systematik-Abschnitten 6.7.1 bis 6.7.6 sowie in den Konstruktionsabschnitten 12.2.1 bis 12.2.6 behandelten NkwGetriebe. Zur leichteren Orientierung ist im folgenden Abschn. 12.2 für die erläuterten Konstruktionen eine laufende Nummer hochgezählt (z.B. 1/ 6-GangNkw-Handschaltgetriebe; ZF S 6-66). Tabelle 12.2. In den Abschn. 6.7.1–6.7.6 sowie in den Abschn. 12.2.1–12.2.6 vorgestellte Fahrzeuggetriebe. VW Vorgelegewelle; WSK Wandlerschaltkupplung Lfd.- Konstruktion Gänge Nr. Abb.-Nr.

Kennzeichen

Hersteller Bezeichnung

Schema Abb.-Nr.

––

––

4

MT, 1-Gruppen-Getr.

––

––

6.45a

1/

12.33

6

MT, 1-Gruppen-Getr.

ZF

S 6-66

6.45b

––

––

5

MT, Berg-/SchnellgangGetr.

––

––

6.46

––

––

5

MT, Abtriebskonstante

––

––

6.47

––

––

––

MT, Mehr-Gruppen-Getr.

––

––

6.48–6.50

––

––

––

MT, Windungs-Getr.

––

––

6.51–6.52

526

12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Tabelle 12.2. (Fortsetzung) 2/

12.34

9

MT, 2-Gruppen-Getr., Direkt

ZF

9 S 109

6.53

3/

12.35–12.36

16

MT, 3-Gruppen-Getr.

ZF

16 S 221

6.54

4/

12.37

12

MT, 2-Gruppen-Getr., 2 VW

Eaton

TSO-11612

6.55

5/

12.38

16

MT, 3-Gruppen-Getr., 2VW

Eaton

RTSO-17316A

6.56

6/

12.39

6

AMT, 1-Gruppen-Getr.

ZF

eTronic 6 AS 380 VO

6.58

7/

12.40

16

AMT, 3-Gruppen-Getr.

MB

PowerShift G241-16K

6.59

8/

12.41–12.44

16

AMT, 3-Gruppen-Getr., 2 VW

ZF

AS-Tronic 16 AS 2230 TD

6.60

9/

12.45

16

WSK, 3-Gruppen-Getr.

ZF

WSK 400 + 16 S 221

6.61

10/

12.46

12

WSK, 3-Gruppen-Getr., 2 VW

ZF

TC-Tronic 12 TC 2740 TO

6.62

11/

12.47

5

AT

Allison

2000

6.63

12/

12.48

6

AT, Retarder

ZF

6 HP 602 C

6.64

––

––

––

Serieller Hybrid, Varianten

––

––

6.65

13/

12.49

––

Serieller Hybrid

ZF

EE Drive 1

6.66

––

––

––

CVT, Hydrostat, verzweigt

––

––

6.67

14/

12.50

––

CVT, Hydrostat, verzweigt

ZF

Eccom

6.68

12.2 Nkw-Getriebe

527

12.2.1 Nkw-Handschaltgetriebe (MT) Wie in Abschn. 6.7.1 ausgeführt, werden Nkw-Getriebe mit mehr als 6 Gängen nicht in Ein-Gruppen-, sondern meist in Mehr-Gruppenbauweise realisiert. Wird das Getriebe so konstruiert, dass die Getriebegruppen an definierten Schnittstellen angeflanscht werden, so lässt sich ein Getriebebaukasten mit einem einheitlichen Grundgetriebe realisieren. 1/ 6-Gang-Nkw-Handschaltgetriebe; ZF S 6-66 Die Konstruktion des zweistufigen 6-Gang-Nkw-Handschaltgetriebes ZF S 6-66 stammt aus den 1960er Jahren, Abb. 12.33. Dieses Getriebe wurde für Eingangsdrehmomente bis 660 Nm für Lkw der Mittelklasse (110–210 kW) eingesetzt. Das besondere Merkmal dieses Getriebes besteht in der Erweiterungsmöglichkeit zu einem 12-Gang-Getriebe durch eine Vorschalt-Splitgruppe mit zweiter Konstante. Die Übersetzungsstufen des Getriebes werden hierbei „verdichtet“. Am Grundgetriebe ändert sich konstruktiv nichts, vgl. Räderschema Abb. 6.45b. Beim 6-Gang-Grundgetriebe liegen der Rückwärts- und der erste Gang direkt an den abtriebsseitigen Lagerungen, um die Wellendurchbiegung aufgrund der großen Zahnkräfte aus den hohen Übersetzungen gering zu halten (s. Abschn. 8.2). Es folgen von rechts nach links die Radpaare des zweiten bis fünften Gangs. Der höchste (sechste) Gang des Grundgetriebes ist als Direktgang ausgeführt (Berggang-Getriebe). In der optionalen Splitgruppe stehen zwei unterschiedliche Konstanten-Radpaare zur Verfügung. Durch die vorgeschaltete Splitgruppe wird aus dem 6-Gang-Berggang-Getriebe ein 12-Gang-Schnellgang-Getriebe (KH Konstante High = Schnellfahrt). Die Getriebewellen sind in Kegelrollenlagern und in Zylinderrollenlagern gelagert. Die Synchronisierung des 1. und 2. Gangs ist als Doppelkonus-Synchronisierung ausgeführt. Dadurch wird die erforderliche Schaltkraft reduziert. Der Rückwärtsgang wird unsynchronisiert über eine Klauenkupplung geschaltet. Alle anderen Gänge verfügen über Einkonus-Synchronisierungen. Die Splitgruppe wird im Gegensatz zu den Schaltgabeln im Grundgetriebe mittels einer Schaltschwinge 1 geschaltet. Die Schaltarbeit wird durch den über der Schaltschwinge liegenden Druckluftzylinder 2 aufgebracht. Dieser wird über ein am Schalthebel angebrachtes Vorsteuerventil vom Fahrer betätigt. Der am rechten Ende der Splitstufenschaltstange angeordnete elektrische Schalter 3 dient zum Abgriff der Information über die geschaltete Splitstufe. Im oberen Bereich des Getriebes sind, geschnitten dargestellt, die Schaltstangen 5 mit den zugehörigen Schaltgabeln ebenso wie der die Schaltgabeln bewegende Schaltfinger 6 zu erkennen. Durch eine axiale Verstellbewegung entlang seiner Drehachse greift der Schaltfinger je nach gewählter Gasse auf eine der Schaltstangen zu. Im rechten oberen Bereich des Getriebes ist der elektrische Schalter 4 zur Signalgebung für die Rückfahrleuchten zu erkennen. Auf der gegenüberliegenden Wellenseite befinden sich die Arretierungsbolzen zur Endlagendefinition der Schaltstangen.

528

12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abb. 12.33. 6(12)-Gang-Nkw-Handschaltgetriebe ZF S 6-66 mit ZF-Splitgruppe GV 66, Räderschema Abb. 6.45b. 1 Schaltschwinge; 2 Druckluftzylinder; 3/4 Schalter; 5 Schaltstange; 6 Schaltfinger; 7 Ölpumpe; 8 Tachoantrieb; 9 Zapfwelle für Nebenabtrieb; KH Konstante High (Schnellfahrt); KL Konstante Low (Langsamfahrt)

Das Getriebegehäuse ist in der steifen Topfbauform ausgeführt. Am Abtriebsflansch sitzt die Schneckenverzahnung 8 des Tachoantriebs. Die am abtriebsseitigen Wellenende der Vorgelegewelle befindliche Kerbverzahnung 9 dient zum Anschluss eines kupplungsabhängigen Nebenabtriebs (Abschn. 6.9). Auch dies geschieht, wie schon der Anschluss der Splitgruppe, ohne weiteren konstruktiven Eingriff in das Grundgetriebe. Antriebsseitig befindet sich am Ende der Vorgelegewelle eine optionale Ölpumpe 7, die die antriebsseitigen Lager mit Schmieröl versorgt und bei Bedarf das Getriebeöl durch einen separaten Ölkühler pumpt.

12.2 Nkw-Getriebe

529

2/ 9-Gang-Nkw-Handschaltgetriebe in Zwei-Gruppenbauweise; ZF 9 S 109 Das 9-Gang-Nkw-Zwei-Gruppengetriebe in Abb. 12.34 besteht aus einem 4Gang-Grundgetriebe mit Crawler (zugkräfiger Anfahrgang) und R-Gang sowie angeflanschter Rangegruppe (vgl. auch das Räderschema Abb. 6.53). Das Getriebe mit einem maximalen Getriebeeingangsmoment von 1100 Nm wird in Lkw der oberen Mittelklasse (180–240 kW) eingesetzt. Beim Grundgetriebe liegen der Rückwärtsgang und der Crawler in der Nähe einer Lagerung, um die Wellendurchbiegung gering zu halten. Der Crawler mit seiner großen Übersetzung erleichtert Anfahrten auf bergigen Straßen und bietet Vorteile im Rangierbetrieb. Nach dem Crawler folgen im Grundgetriebe nacheinander die Radpaare des 1., 2. und 3. Gangs. Der 4. Gang des Grundgetriebes ist als Direktgang ausgeführt. Die nachgeschaltete Rangegruppe ist in Planetenbauart ausgeführt und verfügt über zwei Gangstufen – eine direkte, bei der der Planetensatz als Block (Zahnkupplung) umläuft und eine zweite mit einer Übersetzung, die größer als die Spreizung des Grundgetriebes multipliziert mit dem Stufensprung des Hauptgetriebes ist. Hierdurch wird die Gangfolge von 4 auf insgesamt 8 schaltbare Gänge verdoppelt. Dabei werden die Zahnradpaare der Konstante und der 1., 2. und 3. Gangstufe für die Gangzahlverdoppelung genutzt. Die CrawlerÜbersetzung wird nur zusammen mit geschalteter Rangegruppe verwendet.

Abb. 12.34. 9-Gang-(4 x 2 + Crawler)-Nkw-Getriebe ZF 9 S 109 in Direktgang-Ausführung, Räderschema und Leistungsflüsse Abb. 6.53. 1 Anschluss für die Drehwellenfernschaltung; 2 Schaltfinger; 3 Schaltstangen; 4 Kurvenscheibe; 5 Schaltventil für die Rangegruppe; 6 Schaltzylinder für die Rangegruppe; 7 Schmierölpumpe; K Konstante; C Crawler; R/D Rangegruppe: R Range; D Direkt

530

12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Die Getriebewellen sind in Kegelrollen- und Rillenkugellagern gelagert. Die Kopplung der Zentralwellen der Planetenstufe (Sonne, Hohlrad, Steg) untereinander geschieht mittels einer Einkonus-Synchronisierung, die abtriebsseitig neben den Zahnrädern der Planetenstufe angeordnet ist. Die Abtriebswelle des Getriebes wird durch ein als Festlager ausgeführtes Kugellager auf der einen und über die Verzahnungen der Planetenräder auf der anderen Seite gelagert. Da in der Planetenstufe keine größeren axialen Kräfte entstehen, muss das Kugellager der Abtriebswelle in erster Linie externe Kräfte, die über die Gelenkwelle eingeleitet werden, im Getriebegehäuse abstützen. Alle Gänge, mit Ausnahme des Rückwärtsgangs, besitzen Einkonus-Synchronisierungen. Die Schiebemuffen werden über Schaltschwingen betätigt. Am oberen Getriebegehäuse ist der Anschluss 1 für die Drehwellenfernschaltung zu erkennen. Über ihn wird der Schaltfinger 2 bewegt, der seinerseits die Schaltstangen 3 betätigt. Auf der Drehachse des Schaltfingers ist eine Kurvenscheibe 4 zu erkennen, die bei einer axialen Verstellung des Schaltfingers (dem Wechsel von Gasse 3/4 auf Gasse 5/6) das rechts liegende Schaltventil 5 betätigt, wodurch der über dem Abtriebsflansch angeordnete Schaltzylinder 6 die Rangegruppe pneumatisch umschaltet. Am antriebsseitigen Wellenende der Vorgelegewelle befindet sich eine Schmierölpumpe 7, welche das komplette Getriebe (Zahnräder, Lager etc.) mit Öl versorgt und bei Bedarf das Getriebeöl durch einen separaten Ölkühler pumpt, da kühleres Öl die Grübchenfestigkeit der Zahnräder und somit die Lebensdauer erhöht. Das Getriebegehäuse ist dreiteilig in Topfbauform ausgeführt. Die Schaltbetätigung erfolgt mechanisch über eine Doppel-H-Schaltung oder mit überlagertem H (Detailbeschreibung, s. auch Abb. 12.36), wobei jedem Gang eine eigene Stellung im Schaltbild zugeordnet ist [12.68]. 3/ 16-Gang-Nkw-Handschaltgetriebe in Drei-Gruppenbauweise; ZF 16 S 221 Das 16-Gang-Drei-Gruppengetriebe aus der Ecosplit 3-Baureihe 16 S 221 von ZF besteht aus einem 4-Gang-Hauptgetriebe mit R-Gang, einer vorgeschalteten 2Gang-Split- und einer nachgeschalteten 2-Gang-Rangegruppe, s. auch das Getriebeschema Abb. 6.54. Abbildung 12.35 zeigt das Getriebe in DirektgangAusführung. Mit einem max. Eingangsdrehmoment von 2200 Nm wird es in schweren Lkw bis zu einer Motorleistung von 420 kW eingesetzt. Beim Ecosplit-Hauptgetriebe liegen der R- und der erste Gang aufgrund der Übertragung hoher Drehmomente in der Nähe einer Lagerung, um die Wellendurchbiegung gering zu halten. Danach folgen die Radpaare der 2. und 3. Gangstufe. Der 4. Gang ist direkt ausgeführt. In der vorgeschalteten Splitgruppe wird durch die zwei unterschiedlichen Konstanten-Radpaare die Gangfolge „verdichtet“, was zur Erhöhung der schaltbaren Gangstufen auf acht führt, s. Abb. 6.49a.

12.2 Nkw-Getriebe

531

Abb. 12.35. 16-Gang-(2 x 4 x 2)-Nkw-Getriebe ZF 16 S 221, Räderschema und Leistungsflüsse Abb. 6.54. 1 Schaltausleger-Einheit; 2 Schaltfinger; 3 Schaltstangen; 4 Drehwelle; 5 Schaltventil für die Rangegruppe; 6 Schaltzylinder für die Rangegruppe; 7 Relaisventil und Schaltzylinder für die Splitgruppe (nicht sichtbar); 8 Schmierölpumpe; KH Konstante High; KL Konstante Low; R/D Rangegruppe: R Range; D Direkt [12.69]

Die nachgeschaltete Rangegruppe in Planetenbauweise verfügt über eine direkte Gangstufe, bei der der Planetenradsatz als Block umläuft und eine zweite Übersetzung, die größer ist als die Spreizung des Hauptgetriebes multipliziert mit dem Stufensprung des Hauptgetriebes (s. Abb. 6.49b). Dadurch wird die Gangzahl von acht auf sechzehn schaltbare Gänge verdoppelt (s. Abb. 6.49c). Die Planeten-Rangegruppe wird mittels Einkonus-Synchronisierung geschaltet. Beim 1. und 2. Gang wird im Hauptgetriebe zur Schaltkraftreduzierung eine Doppelkonus-Synchronisierung eingesetzt. Alle anderen Gangstufen weisen eine schaltkraft- und wegoptimierte Einkonus-Synchronisierung auf. Das Getriebe wird über die Schaltausleger-Einheit 1 betätigt. Über den Schaltfinger 2 werden die Schaltstangen 3 mit den jeweiligen Schiebemuffen bewegt. Mit der Drehwelle 4 in der Drehachse des Schaltfingers 2 wird das Schaltventil 5 der Rangegruppe betätigt. Die Schaltung der Rangegruppe erfolgt über einen pneumatischen Schaltzylinder 6. Das hierfür eingesetzte 5/2-Wegeventil (Schaltventil 5) befindet sich in der Schaltausleger-Einheit [12.69]. Die Splitgruppe wird ebenfalls pneumatisch über ein Relaisventil und einen integrierten Schaltzylinder 7 (in Abb. 12.35 nicht dargestellt) geschaltet. An der Vorgelegewelle befindet sich die Schmierölpumpe 8, welche das komplette Getriebe (Zahnräder, Lager, Gleitflächen etc.) mit Schmieröl versorgt. Das Getriebegehäuse mit integrierter Kupplungsglocke ist in Aluminium-Druckguss ausgeführt. Der Planetenradsatz ist zur Geräuschreduzierung schrägverzahnt. Dabei kommt zur Aufnahme der großen Axialkräfte die aus den schnell laufenden, stationären

532

12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Stirnradgetrieben bekannte Druckkamm-Technik zum Einsatz. Eine DruckkammPaarung besteht aus zwei kegeligen Anlaufflächen an den Stirnseiten der beiden kämmenden Zahnräder. Die Kegelform der Anlaufflächen, auf der sich die beiden Flächen auf einer Kegelmantellinie berühren, bewirkt einen Schmierspalt, in dem sich ein hydrodynamischer Schmierfilm bilden kann. Über diese Anlaufflächen stützen sich die beiden Zahnräder axial gegeneinander ab, so dass die Axialkräfte aus der Verzahnung nicht auf die Wellen geleitet werden und somit auch nicht die Lager belasten. Ein Kippen der Räder und Wellen wird dadurch vermieden [12.7]. Das Getriebe kann auch mit einem Sekundärretarder ausgestattet werden, vgl. Abschn. 11.6.3. Der Retarder wie auch der zugehörige Wärmetauscher sind dann im Getriebe integriert. Darüber hinaus ist das Getriebe mit kupplungs-, fahr- und motorabhängigen Nebenabtrieben kombinierbar, vgl. Abschn. 12.2.1, Ziffer 8/ Nebenabtriebe. Zur Auswahl der Getriebebetätigung stehen zwei Schaltbetätigungssysteme zur Verfügung: • Doppel-H-Schaltung, Abb. 12.36a und • Schaltbetätigung mit überlagertem H, Abb. 12.36c.

Abb. 12.36. a Schalthebel für Doppel-H-Schaltung mit integriertem Kipphebel für Splitgruppenwahl; b Anschlussplan für pneumatische Steuerung mit der Doppel-H-Schaltung der ZF-Nkw-Getriebebaureihe Ecosplit 3. Steuerung Splitgruppe: 1 Vorsteuerventil; 5 Relaisventil; 7 Auslöseventil; Steuerung Rangegruppe: 2 Schaltventil; Anzeigeschalter für: 3 Neutralstellung; 4 Rangegruppe; 6 Splitgruppe; c Schaltbetätigung mit überlagertem H [12.69]

12.2 Nkw-Getriebe

533

Bei der Doppel-H-Schaltung ist jedem der acht Vorwärtsgänge und dem R-Gang eine eigene Stellung im Schaltbild zugeordnet, Abb. 12.36a. Mit dem Vorsteuerventil 1 wird die jeweilige Splitstellung Low oder High über das Relaisventil 5 vorgewählt und durch Betätigen der Kupplung über das Auslöseventil 7 geschaltet, Abb. 12.36b. Die Rangegruppe schaltet automatisch beim Wechsel der Gasse 3/4 in 5/6 bzw. umgekehrt. Dabei wird in der Neutralstellung, die zwischen der Gasse 3/4 bzw. 5/6 angeordnet ist, der Schaltzylinder der Rangegruppe über das Schaltventil 2 mit Druckluft beaufschlagt. Bei der Schaltbetätigung mit überlagertem H sind den jeweiligen Gangstellungen 1 bis 4 die Gangstufen 5 bis 8 überlagert, Abb. 12.36c. Die Neutralstellung befindet sich in der Gasse 3(7)/4(8). Die Umschaltung der Rangegruppe erfolgt durch Betätigen des Kippschalters an der Vorderseite des Schalthebels in der Neutralstellung. Dabei sind der Kippstellung Low die Gänge 1 bis 4 und der R-Gang und der Kippstellung High die Gänge 5 bis 8 zugeordnet. Die entsprechende Splitgruppe Low oder High wird mit dem seitlich am Schalthebel angebrachten Vorsteuerventil 1 vorgewählt und durch Betätigen der Kupplung geschaltet. Die beiden Schaltbetätigungssysteme können zur Schaltkraftreduzierung und Schaltkomforterhöhung mit einem Servo-System ausgestattet werden. Dadurch wird der Schaltkomfort insbesondere bei tiefen Temperaturen verbessert. 4/ 12-Gang-Nkw-Handschaltgetriebe in Zwei-Gruppenbauweise; Eaton Twin Splitter TSO-11612 Eine interessante Bauart eines Vorgelegewellen-Schaltgetriebes stellt das in den 1970er Jahren entwickelte Getriebe nach Abb. 12.37 dar (vgl. auch Abb. 6.55). Es handelt sich um ein 12-Gang-Schaltgetriebe mit einem 4-Gang-Grundgetriebe und einer 3-Gang-Nachschalt-Splitgruppe in Zwei-Vorgelegewellen-Ausführung. Das Getriebe wird in schweren Lkw bis zu einem Eingangsdrehmoment von 1600 Nm und einer Motorleistung von 280 kW eingesetzt. Die Besonderheit der Nachschaltgruppe besteht darin, dass sie außer dem direkten Gang eine langsame und eine schnelle Splitstufe besitzt. Eine Splitschaltung wird vom Fahrer am Schalthebel vorgewählt und bei Zugkraftunterbrechung (Kuppeln oder Gasrücknahme) wird die Schaltung über vorgespannte Schaltelemente ausgeführt. Die sowohl beim Grundgetriebe wie auch bei der Nachschaltgruppe realisierte Grundidee besteht darin, die Baulänge des Getriebes durch Verringerung der benötigten Zahnbreiten zu verkürzen. Um dies zu erreichen, wird die Wälzleistung über zwei einander gegenüberliegende Vorgelegewellen übertragen. Diese beiden Vorgelegewellen liegen mit der Getriebehauptwelle aus Gründen der symmetrischen Belastung in einer Ebene. Hierdurch wird die Belastung in einer Zahnradstufe auf zwei Zahneingriffe verteilt und somit die theoretisch auftretende Pressung halbiert. In der Praxis konnten die Zahnbreiten um 40 % verringert werden. Dies bringt die gewünschte Verkürzung der Baulänge auf Kosten einer Verbreiterung des gesamten Getriebes.

534

12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abb. 12.37. 12-Gang-(4 x 3)-Nkw-Handschaltgetriebe Eaton Twin Splitter TSO-11612. Hauptgetriebe und Nachschalt-Splitgruppe in Zwei-Vorgelegewellen-Bauart, Räderschema und Leistungsflüsse Abb. 6.55

Ein Belastungsausgleich der Hauptwellenzahnräder wird über ein freies „Schwimmen“ auf der Hauptwelle in radialer Richtung sichergestellt. Unter Last werden sie zwischen ihren jeweiligen Vorgelegewellenrädern zentriert. Da die Hauptwellenzahnräder nur geführt und nicht gelagert sind, sind sie nicht in der Lage, größere Axialkräfte zu übertragen. Daher kommt für sie eine Schrägverzahnung nicht in Frage. Das Geräuschverhalten der Geradverzahnungen wird durch hohe Überdeckungsgrade und Hochverzahnung verbessert. Alle Gänge, mit Ausnahme der reibsynchronisierten Splitstufen, sind klauengeschaltet. Die Splitstufen werden pneumatisch geschaltet. Das Getriebe verfügt über eine mit der Getriebeeingangswelle verbundene Getriebebremse. Sie ermöglicht schnelle Hochschaltungen. Dazu wird die Drehzahl der Getriebeeingangswelle stark abgebremst, um einen schnellen Eingriff der Splitgangstufe zu erreichen. Die Getriebebremse wird durch das voll durchgetretene Kupplungspedal pneumatisch beaufschlagt [12.9]. Das Getriebegehäuse ist in Topfform ausgeführt und besitzt im Inneren eine Trennwand zur Aufnahme der Lagerungen der Haupt- und Vorgelegewellen. Die Kupplungsglocke ist angeschraubt. 5/ 16-Gang-Nkw-Handschaltgetriebe in Drei-Gruppenbauweise; Eaton S-Getriebe RTSO-17316A Eine Weiterentwicklung der Eaton Twin Splitter-Getriebe ist die Eaton SGetriebebaureihe, Abb. 12.38. Wesentliches Merkmal dieser Getriebe in DreiGruppenbauweise ist die Ausführung aller drei Gruppen mit zwei Vorgelegewellen. Siehe hierzu auch das Getriebeschema in Abb. 6.56.

12.2 Nkw-Getriebe

535

Abb. 12.38. 16-Gang-(2 x 4 x 2)-Nkw-Handschaltgetriebe Eaton RTSO-17316A in Zwei-Vorgelegewellen-Bauart und Overdrive-Ausführung, Räderschema und Leistungsflüsse Abb. 6.56

Das Getriebe wird für schwere Lkw mit einem Eingangsdrehmoment bis 2400 Nm und einem Gesamtgewicht bis 44 t eingesetzt. Alle Gruppen des Getriebes sind voll synchronisiert. Alle Synchronisierungen sind auf der Zentralwelle angeordnet. Jede Synchronisierung schaltet jeweils zwei Vorgelegewellenräder in den Leistungsfluss. Hierzu kommen so genannte Eaton LF-Synchronisierungen (LF = Low Force) zum Einsatz, s. Abschn. 9.2.5 „Konstruktive Ausführungen“ von Synchronisierungen. Die Gänge werden mit einer Doppel-H-Schaltung geschaltet. Das Getriebe weist ein Kupplungsgehäuse aus einer Aluminiumlegierung auf. Der Einsatz von Schrägverzahnungen dient zum Einhalten eines niedrigeren Geräuschniveaus [12.10]. 12.2.2 Automatisierte Nkw-Schaltgetriebe (AMT) Der Übergang von Handschalt- auf teil- und vollautomatisierte Getriebe ist bei Nkw fließend. Prinzipiell können alle in Abschn. 12.2.1 vorgestellten Handschaltgetriebe durch entsprechende Anfahr- und Betätigungselemente automatisiert werden. Alle Hersteller von Nkw bzw. Nkw-Getrieben bieten automatisierte Schaltgetriebe an. Sie sind unter Namen wie „AS Tronic“, „eTronic“ (ZF), „Telligent EAS“ bzw. „PowerShift“, „Sprintshift“ (Mercedes-Benz), „I-Shift/Geartronic“ (Volvo), „Opticruise“ (Scania) oder „SAMT B“ (Eaton) eingeführt [12.18, 12.57].

536

12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

6/ Automatisiertes 6-Gang-Schaltgetriebe für leichte Nkw und Transporter; ZF eTronic 6 AS 380 VO Ein Beispiel eines vollautomatisierten Schaltgetriebes für Transporter und leichte Nkw mit elektro-mechanischen Stellgliedern ist das Getriebe eTronic 6 AS 380 VO, Abb. 12.39. Siehe auch das Getriebeschema in Abb. 6.58. Die Basis dieses zweistufigen Ein-Gruppengetriebes ist das vollsynchronisierte Handschaltgetriebe ZF 6 S 380 VO. Das Getriebe wird für Eingangsdrehmomente bis 380 Nm und Motorleistungen bis 120 kW eingesetzt. Die Spreizung des Overdrive-Getriebes beträgt 6,79. Die für die Automatisierung erforderlichen Komponenten – Kupplungs- und Getriebesteller sowie die elektronische Getriebesteuerung inkl. Getriebekabelbaum – sind als Add-On-Komponenten außen am Getriebegehäuse angebracht. Dies hat den Vorteil der Nutzung gleicher Teile sowohl bei der Handschalt- als auch bei der automatisierten Getriebeausführung. Durch die vollautomatisierte selbstnachstellende Trockenkupplung ermöglicht das Getriebe eine Zwei-Pedal-Lösung im Fahrzeug (Beschleunigungs- und Bremspedal). Das Öffnen und Schließen der Kupplung wird von einem elektro-mechanischen Kupplungssteller 2 durchgeführt. Hauptmerkmal dieses Stellglieds ist die Kompensation der Kupplungskraft durch eine Druckfeder. Sie übernimmt die Hauptausrückarbeit.

Abb. 12.39. Automatisiertes 6-Gang-Schaltgetriebe ZF eTronic 6 AS 380 VO mit elektromechanischer Schaltung, Räderschema und Leistungsflüsse Abb. 6.58. 1 Getriebeeingangswelle (verdeckt in der Kupplungsglocke); 2 Kupplungssteller; 3 Getriebesteller; 4 Elektronische Getriebesteuerung (TCU); 5 Elektrischer Anschluss für Fahrzeugstecker; 6 Elektrischer Anschluss für Getriebestecker; 7 Abtriebsflansch; 8 Abtriebsdrehzahlsensor; 9 Getriebekabelbaum; 10 Anschluss für Nebenabtrieb [12.71]

12.2 Nkw-Getriebe

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Aufgrund der vorliegenden Ausrückübersetzung (Kupplungssteller–Ausrückgabel–Ausrücklager) kann die Kupplungsbetätigung mit einem klein dimensionierten Elektromotor erfolgen. Er gleicht nur die Reibungsverluste des Kupplungsausrücksystems aus. Zur Ausrückwegermittlung hat der Elektromotor des Kupplungsstellers einen Inkrementalsensor. Der Schaltvorgang wird mittels eines elektro-mechanischen Getriebestellers 3 bewerkstelligt. Das realisierte Schaltungsprinzip erfordert einen Getriebesteller mit zwei Elektromotoren: einen für den Wähl- und einen für den Schaltvorgang. Beide Elektromotoren weisen zur Winkel- bzw. Wegermittlung jeweils einen berührungslosen Inkrementalsensor auf. Die rotatorische Bewegung der Elektromotorwelle wird über eine Kugelumlaufspindel/Kugelumlaufmutter auf den Wähl- und Schalthebel übertragen. Die beiden Hebel wiederum sind in einem Zentralmitnehmer angeordnet, der auf der zentralen Wähl- und Schaltwelle (ZWS) angebracht ist. Dadurch kann beim Wählvorgang die ZWS entsprechend gedreht und beim Schaltvorgang axial verschoben werden. Über den Getriebekabelbaum 9 findet die Kommunikation zwischen den drei Elektromotoren der beiden Stellglieder und der elektronischen Getriebesteuerung (TCU) 4 statt. Die TCU verfügt über zwei elektrische Anschlüsse, je einen für den Getriebe- 6 und Fahrzeugkabelbaumstecker 5. Über ihn erfolgt die CAN-Kommunikation mit dem Fahrzeug. Mittels Getriebeabtriebsdrehzahlsensor 8 wird die aktuelle Drehzahl/Geschwindigkeit des Fahrzeugs abgefragt und der elektronischen Getriebesteuerung TCU zur Verfügung gestellt. Das Getriebe kann auch mit einem kupplungsabhängigen Nebenabtrieb 10 ausgerüstet werden. Er wird mit der Drehzahl der Vorgelegewelle angetrieben. Aus den Ist-Fahrzustandsdaten errechnet die Software der Fahrstrategie die optimalen Gänge sowie Schaltzeitpunkte. Wie bei automatisierten Getriebesystemen üblich, ist auch hier sowohl ein automatischer wie auch ein manueller Betriebsmodus möglich. Mit Hilfe des Fahrschalters (Konsolenschalter) werden die Steuerbefehle (Automat- oder manueller Betrieb sowie gegebenenfalls die Gangwahl) an das Getriebe per „Shift-by-wire“ weitergeleitet. Über das an den CAN-Bus angeschlossene Display werden Fahrzustand, Betriebsmodus, aktueller Gang und gegebenenfalls Diagnoseinformationen angezeigt [12.71]. 7/ Automatisiertes 16-Gang-Drei-Gruppengetriebe für schwere Lkw; Mercedes-Benz PowerShift G241-16K Das PowerShift-Getriebe von Mercedes-Benz ist als vollautomatisiertes Klauengetriebe mit 16 Vorwärts- und 2 Rückwärtsgängen sowie einer elektro-pneumatischen Schaltung ausgeführt. Das Direktgang-Getriebe mit der Spreizung von 17,03 wird bis zu einem Eingangsdrehmoment von 2400 Nm, einer Motorleistung von 420 kW sowie einem Nkw-Gesamtzuggewicht von 45 t eingesetzt. Der Anfahrvorgang, die Betätigung der Schaltkupplung sowie die Gangwahl erfolgen vollautomatisiert, aber auch ein manueller Betriebsmodus ist möglich. Das ZweiPedal-System führt zur Vereinfachung der Getriebebedienung und damit zur Fahrerentlastung.

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abb. 12.40. Automatisiertes 16-Gang-Drei-Gruppengetriebe Mercedes-Benz PowerShift G241-16K, Räderschema und Leistungsflüsse in den Gängen Abb. 6.59. I Splitgruppe; II Hauptgetriebe; III Rangegruppe; 1 Eingangswelle; 2 Hauptwelle; 3 Vorgelegewelle; 4 Vorgelegewellenbremse; 5 Planetensatz (Rangegruppe); 6 Ölpumpe; 7 Ölpumpenwelle; 8 Schaltzylinder Rangegruppe; 9 Kolbenstange; 10 Schaltschwinge Rangegruppe; 11 Schiebemuffe Rangegruppe; 12/13/14 Schiebemuffe Hauptgetriebe; 15/16/17 Schaltschwinge Hauptgetriebe; 18 Schaltwelle mit Schaltfingern; 19 Abtriebswelle

In Abb. 12.40 ist das 16-Gang-Getriebe in Drei-Gruppen-Ausführung (2 x 4 x 2) dargestellt. Das zugehörige Räderschema ist in Abb. 6.59 gezeigt. Die Split- I und die Rangegruppe III werden synchronisiert geschaltet, während die Gänge des Hauptgetriebes II über Klauenverzahnungen eingelegt werden. Die Drehzahlanpassung während des Hochschaltvorganges erfolgt über eine elektropneumatisch betätigte Lamellenbremse 4 am vorderen Ende der Vorgelegewelle 3. Beim Rückschalten wird – nachdem der vorherige Gang ausgelegt wurde – bei geschlossener Fahrzeugkupplung und eingelegter Splitgruppe der Synchronvorgang im Hauptgetriebe II über eine Drehzahlerhöhung des Verbrennungsmotors realisiert. Die Ölpumpe 6 ist über eine Welle 7 direkt mit dem hinteren Ende der Vorgelegewelle 3 verbunden, so dass sie entsprechend mit einer der Motordrehzahl und der Splitgruppenübersetzung proportionalen Drehzahl umläuft. Sie versorgt einerseits alle erforderlichen Stellen im Getriebe (Lagerungen, Verzahnungen) mit Schmieröl; zum anderen ist sie derart dimensioniert, dass sie bei Verwendung eines Getriebeölkühlers diesen mit dem erforderlichen Ölvolumenstrom auf entsprechendem Druckniveau speisen kann.

12.2 Nkw-Getriebe

539

Das Getriebe wird mit einer so genannten PowerShift-Schaltung – einer elektropneumatischen automatisierten Schaltung – betätigt. Diese Schaltung ist die Nachfolge der Telligent-Schaltung EPS. Sowohl die Split- I als auch die Rangegruppe III werden von je einem separaten Stellzylinder betätigt. Die Rangegruppe III wird vom pneumatischen Stellzylinder 8 gesteuert. Die zugehörige Kolbenstange 9 betätigt hier über eine Schaltschwinge 10 die Schiebemuffe 11 des Planetenradsatzes 5. Die drei Schiebemuffen 12, 13, 14 der Hauptgruppe werden über die zugehörigen Schaltschwingen 15, 16, 17 mit Hilfe einer mit Schaltfingern bestückten Schaltwelle 18 betätigt. Die Schaltwelle ist über eine nicht dargestellte Umlenkmechanik mittels je eines pneumatischen Zylinders für den Schaltvorgang schwenkbar bzw. für den Wählvorgang axial verschiebbar. Die drei Schiebemuffen 12, 13, 14 des Hauptgetriebes können auf diese Weise mit nur zwei pneumatischen Zylindern betätigt werden. Um ein gleichzeitiges Einlegen zweier Gänge zu vermeiden, sind die Gänge des Hauptgetriebes mechanisch gegeneinander gesperrt. Ein weiterer Stellzylinder betätigt pneumatisch über einen Ausrückhebel die Kupplung (in Abb. 12.40 nicht dargestellt). Das elektronische Steuergerät des PowerShift-Getriebes wird zusammen mit der Schaltungsaktuatorik (Schaltzylinder Hauptgetriebe, Schaltventile) direkt am Getriebe befestigt. In der elektronischen Getriebesteuerung (TCU) ist die „Intelligenz“ für den Ablauf des getriebeinternen Schaltvorganges (Zusammenspiel Fahrzeug–Kupplung, Betätigung der Schiebemuffen, Vorgelegewellenbremse etc.) abgelegt. Der eigentliche Schaltbefehl in Abhängigkeit vom Fahrerverhalten (Fahrpedalzustand) und von der aktuellen Fahrsituation wird von der übergeordneten Fahrzeugregelung an die TCU weitergeleitet. Während des Schaltvorgangs werden zur Überwachung des Synchronvorgangs die Drehzahlen der Vorgelegewelle (indirekt über das Losrad des zweiten Ganges auf der Hauptwelle) und der Abtriebswelle mittels berührungslos arbeitender Sensoren erfasst. Ferner werden die Stellungen der vier pneumatischen Aktuatoren ebenfalls berührungslos abgefragt und an die TCU weitergeleitet, so dass der jeweils aktuelle Schaltzustand des Getriebes stets bekannt ist. Optional kann ein hydrodynamischer Retarder oder eine Wirbelstrombremse angebaut werden. Auch Nebenabtriebe sind darstellbar. 8/ Automatisiertes 16-Gang-Drei-Gruppengetriebe für schwere Nkw; ZF AS-Tronic 16 AS 2230 TD Ein weiterer Vertreter eines automatisierten Getriebes für schwere Nkw ist das Zwei-Vorgelegewellen-Getriebe ZF AS-Tronic. Es wurde rein als automatisiertes Getriebe entwickelt. Die Getriebe der AS-Tronic-Baureihe sind in Drei-GruppenBauweise mit vorgeschalteter Splitgruppe, 3- bzw. 4-Gang-Hauptgetriebe und einer nachgeschalteten Planeten-Rangegruppe ausgeführt. Dadurch lassen sich Getriebesysteme von 10, 12 und 16 Gängen realisieren. Dieses Getriebe ist eine Kombination aus elektro-pneumatisch geschaltetem Klauen- und Synchrongetriebe mit automatisierter Kupplung. Es ermöglicht eine Zwei-Pedal-Bedienung des Fahrzeugs. Das Getriebesystem wird bei Nkw (Lkw und Reisebus) mit einem Eingangsdrehmoment bis 3100 Nm, einer Motorleistung bis 500 kW und einem Fahrzeuggesamtgewicht bis 44 t eingesetzt.

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abb. 12.41. Automatisiertes 16-Gang-Drei-Gruppengetriebe ZF AS-Tronic 16 AS 2230 TD in Direktgang-Ausführung, Räderschema und Leistungsflüsse Abb. 6.60. 1 Getriebeeingangswelle; 2 Vorgelegewelle I; 3 Vorgelegewelle II; 4 Hauptwelle; 5 Getriebebremse; 6 Abtriebswelle

In Abb. 12.41 ist für die ZF AS-Tronic-Baureihe beispielhaft das 16-GangGetriebe 16 AS 2230 TD in Direktgang-Ausführung dargestellt. Das zugehörige Räderschema wird in Abb. 6.60 gezeigt. Das zulässige Getriebeeingangsdrehmoment beträgt bei diesem Direktgang-Getriebe 2200 Nm, die Spreizung 17,03. Sowohl die vorgeschaltete Splitgruppe als auch das Hauptgetriebe sind in Zwei-Vorgelegewellen-Bauweise ausgeführt. Dadurch wird eine Leistungsaufteilung von der Getriebeeingangswelle 1 über die Konstanten KL bzw. KH auf beide Vorgelegewellen 2 und 3 vorgenommen. Die Rückführung der Leistungsteilung auf die Hauptwelle 4 wird im Hauptgetriebe im jeweils geschalteten Gang vollzogen. Danach wird die Leistung über die nachgeschaltete PlanetenRangegruppe auf die Getriebeabtriebswelle 6 geleitet. Durch die Leistungsteilung auf zwei Vorgelegewellen baut das Getriebe kurz. Das Hauptgetriebe ist unsynchronisiert und wird mittels Klauen geschaltet. Der Synchronisiervorgang bei Rückschaltungen ist durch geführte Drehzahlerhöhung des Verbrennungsmotors realisiert. Die Drehzahlanpassung bei Hochschaltvorgängen erfolgt über die an der Vorgelegewelle 3 angebrachte Getriebebremse in Lamellenausführung 5. Die Split- wie auch die Rangegruppe sind voll synchronisiert [12.53]. Das aus Aluminium-Druckgusslegierung bestehende Getriebegehäuse ist dreiteilig und weist eine integrierte Kupplungsglocke auf.

12.2 Nkw-Getriebe

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Abb. 12.42. Innere Schaltung des automatisierten 16-Gang-Drei-Gruppengetriebes ZF AS-Tronic 16 AS 2230 TD. 1 Wählzylinder für Hauptgetriebe; 2 Schaltzylinder für Splitgruppe; 3 Schaltzylinder für Hauptgetriebe; 4 Schaltzylinder für Rangegruppe; 5 Schaltstangen und Schaltgabeln; 6 Getriebestellermodul

In Abb. 12.42 ist die konstruktive Ausführung der inneren Schaltung dargestellt. Sie setzt sich aus dem Wählzylinder 1 für das Hauptgetriebe, aus den drei Schaltzylindern 2, 3 und 4 für jede Getriebegruppe sowie den dazugehörigen Schaltstangen 5 und Schaltgabeln zusammen. Der Schaltzylinder 2 betätigt die Splitgruppe, der Schaltzylinder 3 schaltet die jeweiligen Gangstufen im Hauptgetriebe und der Schaltzylinder 4 betätigt die Rangegruppe. Die pneumatisch betätigten Schaltzylinder mit Ventilen, Sensoren und den äußeren Anschlüssen sind zu einem Getriebestellermodul 6 zusammengefasst. Die Betätigung der Trockenkupplung erfolgt durch ein elektro-pneumatisches Kupplungsstellermodul, das im Getriebegehäuse integriert ist, Abb. 12.43a. Der Betätigungskolben 1 betätigt pneumatisch die Trockenkupplung über ein Ausrücklager und einen Ausrückhebel. Die feinfühlige Bewegungsregelung übernehmen vier getaktete Magnetventile 2. Je zwei Ventile bewerkstelligen das Öffnen und Schließen der Kupplung. Siehe auch Abschn. 13.3 „Steuerungssysteme“. Die Verfahrbewegung des Betätigungskolbens und somit der Kupplung wird durch einen berührungslosen Wegsensor 3 erfasst. Das Sensorsignal wird von der Auswerteelektronik 4 der Getriebesteuerung 7 bereitgestellt. Die Getriebesteuerung steuert betriebs- und situationsabhängig die Kupplungsbewegung entsprechend den gewählten Anfahr- und Schaltvorgängen. Bei jedem Startvorgang wird der aktuelle Kupplungsanlegepunkt neu eingelernt und in der Elektronik zur weiteren Verwendung (Kupplungssteuerung) abgelegt. Dadurch steht der Steuersoftware jederzeit die aktuelle Information über den Verschleißzustand des Kupplungsbelags zur Verfügung.

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Abb. 12.43. Position und Aufbau von Kupplungs- und Schaltmodul des automatisierten 16-Gang-Drei-Gruppengetriebes ZF AS-Tronic 16 AS 2230 TD. a Kupplungsstellermodul: 1 Betätigungskolben; 2 Magnetventile zur Kupplungsstellersteuerung; 3 Wegsensor; 4 Auswerteelektronik; 5 Druckluftanschluss mit Rückschlagventil; b Getriebesteller mit integrierter elektronischer Getriebesteuerung (Schaltmodul): 6 Getriebesteller; 7 elektronische Getriebesteuerung; 8 Magnetventile, Schaltzylinder und Sensoren; 9 Druckbegrenzungsventil; 10 Getriebestecker; 11 Fahrzeugstecker; 12 Druckluftanschluss

Das an der Oberseite des Getriebes eingebaute Schaltmodul beinhaltet in zwei Gehäuseteilen den Getriebesteller 6 und die integrierte elektronische Getriebesteuerung (TCU) 7, Abb. 12.43b. Im Getriebesteller sind die Ventile für das Wählen, das Schalten und die Betätigung der Getriebebremse sowie die Schaltzylinder 8 für das Schalten des jeweiligen Getriebeteils (vgl. Abb. 12.42) untergebracht. Darüber hinaus sind die Sensoren zur Erfassung der aktuellen Position aller Schaltzylinder, der Getriebeeingangsdrehzahl, der Betriebstemperatur und des anstehenden Luftdrucks integriert. Weiterhin sind dort ein Druckbegrenzungsventil 9, das für konstanten Arbeitsdruck sorgt, der Getriebestecker 10 und Fahrzeugstecker 11 untergebracht [12.13, 12.25, 12.33, 12.53]. Der fahrzeugseitige Stecker ist die Schnittstelle zur Spannungsversorgung und über den FahrzeugCAN zu Display, Fahrschalter und Diagnosegeräten. Die Betätigungsenergie wird über den Druckluftanschluss 12 bereitgestellt.

12.2 Nkw-Getriebe

543

Abb. 12.44. Bedienung des automatisierten 16-Gang-Drei-Gruppengetriebes ZF AS-Tronic 16 AS 2230 TD mit einem Konsolen-Fahrschalter

Die Software der elektronischen Getriebesteuerung enthält die erforderlichen Funktionen zur Steuerung/Regelung des Getriebesystems, der Kupplung und zur Motorführung sowie der gesamten Fahrstrategie. Die Vernetzung der Getriebesteuerung mit den Steuergeräten von Motor, ABS/ASR, EBS, Retarder und Nebenabtrieben erfolgt über CAN-Datenbusses. Die Bedienung des Getriebes erfolgt durch „Shift-by-wire“ mit einem Konsolen-Fahrschalter, Abb. 12.44 oder einem Lenksäulenschalter. Die Betriebsart wird mit einem Drehschalter für die Betriebsarten Neutral, Drive und Rückwärts eingestellt. Mit dem Schalter wird der Betriebsmodus (Automatik/Manuell) vorgewählt. Durch ein- oder mehrmaliges Tippen im Manuellmodus wird ein- oder mehrfaches Hoch- oder Rückschalten erzielt. Im Display werden Informationen wie die Betriebsart, der aktuelle Gang, gegebenenfalls die drohende Kupplungsüberlastung und sonstige Informationen zu Systemstörungen angezeigt [12.13, 12.24–12.25, 12.33, 12.53, 12.67]. Das Getriebe verfügt über einen Sekundärretarder, der abtriebsseitig in das Getriebe integriert und dadurch direkt mit den Rädern verbunden ist. Der Vorteil eines Sekundärretarders besteht in der von der Motordrehzahl unabhängigen Bremskraft sowie dem Fehlen von Bremskraftunterbrechung während des Kupplungs-/Schaltvorgangs. Das max. Bremsmoment beträgt 3200 Nm bei einer auf 500 kW begrenzten Bremsleistung. Siehe dazu auch Abschn. 11.6 „Fahrzeugdauerbremsen“. Nebenabtriebe Bei den AS-Tronic-Getrieben sind motor-, kupplungs- und fahrabhängige Nebenabtriebe darstellbar. Siehe auch Abschn. 6.9 „Nebenabtriebe“. Die motorabhängigen Nebenabtriebe sind für hohe Leistungen im Dauerbetrieb mit maximalem Motordrehmoment konzipiert. Sie lassen sich während der Fahrt oder im Stillstand, selbst unter Last, zu- und abschalten. Sie sind zwischen Motor und Getriebe angeordnet und werden direkt über eine Sonderkupplung vom Motor angetrieben. Motorabhängige Nebenabtriebe werden beispielsweise bei Hochdruckpumpen für Feuerwehrfahrzeuge, Kanalreinigungs- und Saugfahrzeugen, Erdbohrgeräten, Betonmischern und -pumpen eingesetzt.

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Kupplungsabhängige Nebenabtriebe werden je nach Typ für Kurzzeit- oder Dauerbetrieb eingesetzt. Sie werden während der Fahrt oder auch im Stand (bei Gangstellung Neutral) betrieben und sind an der Abtriebsseite oder seitlich an das Getriebegehäuse montiert. Kupplungsabhängige Nebenabtriebe sind nur dann in Betrieb, wenn der Motor läuft und die Fahrzeugkupplung geschlossen ist. Sie werden beispielsweise bei Wasser-, Schlamm-, Hydraulikpumpen, Kompressoren, Seilwinden, Feuerwehrdrehleiter und Arbeitsbühnen verwendet. Fahrabhängige Nebenabtriebe versorgen die Hydraulik von Zweikreissystemen mit Arbeitsdruck. Dadurch bleiben auch bei Motorausfall Fahrzeuge lenkbar. Diese Nebenabtriebe sind mit der Abtriebswelle des Getriebes verbunden und sind somit aktiv, sobald sich die Antriebsräder des Fahrzeugs drehen. 12.2.3 Nkw-Wandlerschaltkupplungsgetriebe (WSK) Wandlerschaltkupplungsgetriebe gehören zwar zur Gruppe der automatisierten Schaltgetriebe, werden hier aber wegen ihres besonderen Aufbaus separat behandelt. Diese Getriebebauart zeichnet sich dadurch aus, dass für Schwerstfahrzeuge Handschaltgetriebe oder automatisierte Getriebe eingesetzt werden können, wobei gleichzeitig über einen hydrodynamischen Drehmomentwandler die schwierigen Anfahrvorgänge dieser Fahrzeuge deutlich erleichtert werden. 9/ Teilautomatisiertes 16-Gang-Nkw-Schaltgetriebe; ZF-Transmatic WSK 400 + 16 S 221 Das in den 1960er Jahren entwickelte Wandlerschaltkupplungsgetriebe ZFTransmatic WSK 400 + 16 S 221 ist eine Kombination aus einer Wandlerschaltkupplungs-Einheit und einem 16-Gang-Synchrongetriebe aus der Ecosplit-Baureihe, Abb. 12.45. Räderschema siehe Abb. 6.61. Bei diesem teilautomatisierten Getriebe legt der Fahrer den gewünschten Gang durch Betätigen eines Schalthebels ein. Der Anfahrvorgang erfolgt automatisch ausschließlich über den Wandler. Die Trockenkupplung wird nur bei Schaltvorgängen zum Zweck der Zugkraftunterbrechung fußbetätigt. Das hinter der Wandlerschaltkupplung angeordnete 16-Gang-Handschaltgetriebe ZF 16 S 221 ist ein vollsynchronisiertes Drei-Gruppengetriebe mit Split- und Rangegruppe in der Ausführung 2 x 4 x 2. Der Aufbau und die Räderanordnung des Handschaltgetriebes 16 S 221 sind in den Abb. 6.54 und 12.35 dargestellt. Daher wird auf diese Getriebeerläuterungen verwiesen. Das Gesamtgetriebe ist als Baukasten aus Serienteilen aufgebaut und kann daher einfach an bestimmte Anforderungen angepasst werden. Die Transmatic erlaubt Eingangsdrehmomente bis 2300 Nm bei einer Übersetzung von 16,47 zu 1 in der Direktgang- bzw. bei Overdrive-Ausführung von 13,86 zu 0,84. Das fußbetätigte Kupplungspedal wirkt hydrostatisch auf den Ausrückhebel 2. Da die Kupplung sehr hohe Ausrückkräfte verlangt, wird die Betätigung durch ein Servoglied druckluftunterstützt. Neben dem Schaltfinger 3 erkennt man den Faltenbalg 4, der als Schutz für die Kolbenstange des Druckluftzylinders dient. Der Zylinder trennt über den Ausrückhebel und das Ausrücklager 5 durch ein Öffnen der Tellerfeder die Schaltkupplung 6. Der Gangwechsel erfolgt manuell.

12.2 Nkw-Getriebe

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Abb. 12.45. Teilautomatisiertes 16-Gang-Nkw-Schaltgetriebe ZF-Transmatic (bestehend aus ZF WSK 400 + ZF 16 S 221), Räderschema Abb. 6.61. 1 Ölpumpe für Schaltgetriebe; 2 Ausrückhebel; 3 Schaltfinger; 4 Faltenbalg; 5 Ausrücklager; 6 Schaltkupplung; 7 Wandler; 8 Überbrückungskupplung; 9 Hydraulikkolben; 10 Schubfreilauf; 11 Ölfilter; 12 Ölpumpe für Wandlerschaltkupplung; 13 Primärretarder; KH Konstante High; KL Konstante Low; Rangegruppe: R Range; D Direkt

Der Anfahrvorgang wird über den Trilok-Wandler 7 vorgenommen. Das Anfahrmoment wird dadurch auf das 2- bis 2,5-fache des Nennmoments erhöht. Durch den Wandler arbeitet der gesamte Antriebsstrang äußerst ruck- und stoßfrei. Um ein Anfahren mit schleifender Schaltkupplung bei nicht überbrücktem Wandler zu unterbinden, wird dieser Betriebszustand durch eine Gaspedalsperre oder elektronisch ausgeschlossen. Der Wandler verfügt über eine Überbrückungskupplung 8. Sie wird über einen ringförmigen Hydraulikkolben 9 geschlossen. Unterhalb der Wandlerüberbrückungskupplung sind die Zylinderrollen des Schubfreilaufs 10 zu erkennen. Dieser Freilauf liegt zwischen dem Pumpen- und Turbinenrad des Wandlers und fasst bei Schubbetrieb. Das ermöglicht ein Ausnutzen des Motorbremsmoments sowie ein Anschleppen des Fahrzeugs. Unterhalb des Wandlers liegt der Ölfilter 11 des WSK-Ölkreislaufs. Oberhalb des Ölfilters befindet sich die Ölpumpe 12. Der freie Raum neben dem Wandler wird, so vorhanden, von einem optionalen, motorabhängigen Nebenabtrieb ausgefüllt. Zwischen dem Wandler und der Schaltkupplung ist ein hydrodynamischer Primärretarder 13 integriert. Das antriebsdrehzahlabhängige Retarder-Bremsmoment beträgt 1700 Nm, die Bremsleistung ist auf 320 kW begrenzt. Der Retarder hat die Aufgabe, bei schweren Fahrzeugen die Betriebsbremse zu entlasten. Die WSK muss nicht, wie in Abb. 12.45, direkt an das Schaltgetriebe angeflanscht werden. Beide können auch getrennt voneinander im Fahrzeug eingebaut und über eine Kardanwelle verbunden sein. Das gleiche gilt für die Verbindung Motor–WSK.

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

10/ Automatisiertes 12-Gang-Nkw-Wandlerschaltkupplungsgetriebe; ZF TC-Tronic 12 TC 2740 TO Vertreter einer jüngeren Generation von WSK-Getrieben ist das vollautomatisierte 12-Gang-Wandlerschaltkupplungsgetriebe TC-Tronic 12 TC 2740 TO von ZF. Hinter der WSK-Einheit ist das automatisierte ZF AS-Tronic-Getriebe 12 AS 2740 TO angebaut, Abb. 12.46.

Abb. 12.46. Automatisiertes 12-Gang-Wandlerschaltkupplungsgetriebe ZF TC-Tronic 12 TC 2740 TO (12-Gang-Getriebe um 90° verdreht dargestellt), Räderschema und Leistungsflüsse Abb. 6.62. 1 Drehmomentwandler; 2 Wandlerüberbrückungskupplung; 3 Torsionsschwingungsdämpfer; 4 Primärretarder; 5 Ölpumpe für den Ölkreislauf TC2; 6 Schaltkupplung; 7 Getriebesteller mit integrierter Elektronik; 8 Kupplungssteller; 9 Getriebebremse; 10 Anschluss für Nebenabtrieb; 11 Abtriebswelle mit Abtriebsflansch

12.2 Nkw-Getriebe

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Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.7.3 und Abb. 6.62 erläutert. Dieses Getriebe erlaubt Eingangsdrehmomente bis 2700 Nm bei Motorleistungen bis 500 kW. Zum Einsatz kommt es bei schweren Nutzfahrzeugen, wie z.B. in schweren Kranfahrzeugen, Schwerlast-Zugmaschinen oder Sonder-Offroad-Fahrzeugen mit einem Gesamtgewicht von bis zu 250 t. Die Übersetzung des Overdrive-Getriebesystems in der ersten Gangstufe beträgt 12,29 und des höchsten Ganges 0,78. Die WSK-Einheit TC2 (Torque Converter 2: Basisausführung WSK 440) verfügt über einen Drehmomentwandler 1, eine Überbrückungskupplung 2 mit Torsionsschwingungsdämpfer 3, einen integrierten Primärretarder 4, der zwischen dem Wandler und Getriebe angeordnet ist, eine Ölpumpe für den Wandler-Ölkreislauf 5 sowie ein elektronisches Steuergerät, das in der Regel im Fahrzeuginnenraum angebracht ist. Der Wandler wird nur zum Anfahren und Rangieren eingesetzt. Dabei kann eine Anfahrdrehmomentwandlung bis zum 1,6-fachen des Eingangsdrehmoments erreicht werden. Bei ca. 80%iger Drehzahlangleichung zwischen Turbinen- und Pumpenrad des Wandlers findet keine Drehmomentsteigerung mehr statt und der Wandler wird mit der Überbrückungskupplung überbrückt. In diesem Zustand wird eine mechanische Verbindung zwischen dem Motor und dem Getriebe hergestellt. Das Öffnen und Schließen der Wandlerüberbrückungskupplung erfolgt automatisch bei definierter Turbinendrehzahl und einem festgelegten Turbinen-/ Motor-Drehzahlverhältnis. Darüber hinaus kann über die Kick-Down-Funktion am Beschleunigungspedal die Steuerung der Wandlerüberbrückungskupplung beeinflusst und dadurch der Anwendungsbereich für den Wandler erweitert werden. Die Bremswirkung des Primärretarders ist direkt vom geschalteten Gang abhängig. Dadurch steht in den unteren Gangstufen ein maximales Bremsmoment von bis zu 1700 Nm an der Getriebeeingangswelle zur Verfügung. Die Bremsleistung des Primärretarders ist auf 320 kW begrenzt. Da sowohl der Wandler- wie auch der Retarderbetrieb öltemperaturabhängig ist, wird die Öltemperatur laufend überwacht. Übersteigt sie festgelegte Grenzwerte, wird eine Information auf dem Display angezeigt und die Retarderbremsleistung reduziert. Zur Ölkühlung wird ein Öl-/Wasser- oder/und ein Öl-/Luft-Wärmetauscher eingesetzt. Das hinter der WSK-Einheit angeordnete Getriebe verfügt über 12 Vorwärtsund zwei Rückwärtsgänge. Das Getriebe ist in Drei-Gruppen-Bauweise 2 x 3 x 2 ausgeführt. Das 3-Gang-Hauptgetriebe ist klauengeschaltet, während die Splitwie auch die Rangegruppe synchronisiert sind. Sowohl das Hauptgetriebe als auch die Splitgruppe verfügen über zwei Vorgelegewellen. Die Rangegruppe ist in Planetenbauweise ausgeführt. WSK-Einheit und AS-Tronic-Getriebe haben eigene Ölhaushalte. Weitere Merkmale und Erläuterungen zum ZF AS-Tronic-Getriebe sind unter 8/ sowie aus den Abb. 12.41–12.44 zu entnehmen. Die vollautomatisierte Ausführung der Getriebeeinheit erlaubt mit Hilfe eines Fahrschalters sowohl einen manuellen wie auch einen automatischen Betriebsmodus [12.72].

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

12.2.4 Nkw-Automatgetriebe (AT) Die konstruktiven Grundkonzepte von Nkw-Automatgetrieben werden in Abschn. 6.7.4 erläutert. Die Lastkollektive für Nkw-Automatgetriebe unterscheiden sich stark von denen für Pkw. Daraus resultieren unterschiedliche Auslegungskriterien und damit unterschiedliche Konstruktionen. Der Einsatz von Pkw-Automatgetrieben im unteren Nkw-Bereich muss im Einzelnen geprüft werden. Das zulässige Getriebeeingangsmoment ist dabei nicht alleine ausschlaggebend. Je nach Einsatzfall weisen Nkw-Automatgetriebe auch Retarder und Nebenabtriebe auf. 11/ 5-Gang-Nkw-Automatgetriebe für leichte Lkw und Schulbusse; Allison 2000 In Abb. 12.47 ist das 5-Gang-Automatgetriebe für leichte Lkw, Verteilerfahrzeuge, Wohnmobile und Schulbusse der Firma Allison Transmission aus der Baureihe 1000/2000/2400 dargestellt. Dieses Getriebe kommt in Nutzfahrzeugen mit einem Gewicht bis 13,6 t, einer Motorleistung bis 250 kW und einem Getriebeeingangsdrehmoment bis 750 Nm zum Einsatz. Der Getriebeaufbau ist ähnlich dem eines Pkw-Automatgetriebes in Planetenbauweise. Die Antriebsleistung des Verbrennungsmotors wird auf das Pumpenrad des Drehmomentwandlers 4 übertragen. Der 2-Leitungs-Wandler weist eine Überbrückungskupplung 2 mit Torsionsdämpfer 3 auf. Das Betätigen der Wandlerüberbrückungskupplung erfolgt durch ein pulsweitenmoduliertes Magnetventil (PWM). Die Ölpumpe 6 bildet zusammen mit der Steuerplatte 7 die Ölversorgungseinheit des Getriebes. Der Antrieb des Pumpenritzels der Innenzahnradpumpe 6 erfolgt über eine formschlüssige Verbindung mit der Pumpenseite des Wandlers und somit direkt mit Motordrehzahl. Räderschema und Kraftfluss in den einzelnen Gängen zeigt Abb. 6.63. Das Planetengetriebe besteht aus drei gekoppelten, schrägverzahnten EinfachPlanetenradsätzen. Die Planetenträger 13, 15 der Planetenradsätze I und II sind jeweils mit den Hohlrädern des nachfolgenden Planetenradsatzes verbunden. Die einzelnen Gangstufen werden durch Betätigung der zwei Kupplungen 10 und 11 sowie der drei Bremsen 12, 16 und 18 geschaltet. Die innere Kupplung A (10) verbindet die Getriebeeingangswelle 1 mit der Zwischenwelle 14 des Getriebes. Die äußere Kupplung B (11) dient der Verbindung der Getriebeeingangswelle 1 mit dem Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes 15. Die drei Bremsen D (12), E (16) und F (18) stützen sich am Gehäuse ab und sind mit dem jeweiligen Hohlrad des Planetenradsatzes verbunden. Die Kupplungen und Bremsen sind in Lamellenbauweise ausgeführt und werden hydraulisch betätigt. Zur Steuerung des Gangwechsels werden zwei Proportionalventile und drei Magnetventile eingesetzt, die im hydraulischen Steuergerät 22 enthalten sind. Der Abtrieb erfolgt über den Planetenträger des dritten Planetenradsatzes 17 und die Abtriebswelle 20. Der außen angebrachte Druckölfilter 24 dient ausschließlich dem Schutz der Druckregler und Ventile. Er unterstützt den Saugfilter in der Ölwanne bei der Reinigung des Öls. Das Öl wird durch einen getrennt angebrachten Ölkühler gekühlt.

12.2 Nkw-Getriebe

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Abb. 12.47. 5-Gang-Automatgetriebe Allison 2000 für leichte Nkw, Räderschema und Leistungsflüsse Abb. 6.63. 1 Getriebeeingangswelle; 2 Überbrückungskupplung; 3 Torsionsdämpfer; 4 Drehmomentwandler; 5 Eingangsdrehzahlsensor; 6 Ölpumpe; 7 Steuerplatte; 8 Turbinendrehzahlsensor; 9 PTO-Zahnrad; 10 Kupplung A; 11 Kupplung B; 12 Bremse D; 13 Planetenträger I; 14 Zwischenwelle; 15 Planetenträger II; 16 Bremse E; 17 Planetenträger III; 18 Bremse F; 19 Abtriebsdrehzahlsensor; 20 Abtriebswelle; 21 Ölwanne; 22 Getriebesteuerung; 23 Drehzahlgeberrad; 24 Druckölfilter

Im Abschn. 11.3.1 „Ölversorgung“ wird die Ölversorgung eines Automatgetriebes erläutert und in Abschn. 9.1.2 wird auf die äußere Schaltung von Automatgetrieben eingegangen. Die einzelnen Gänge bzw. Betriebszustände werden mit einem Wählhebel selektiert, der die Position per Seilzug zur hydraulischen Getriebesteuerung und zu dem am Getriebegehäuse angebrachten Positionsschalter überträgt. Von diesem werden die Informationen zur aktuellen Schaltposition als elektrisches Signal an die Getriebesteuerung übermittelt. Der mechanisch an den Wählhebel gekoppelte hydraulische Wählschieber gibt die Steuerkanäle der Schaltelemente für Vorwärtsund Rückwärtsfahrt sowie die Neutral- und Parkstellung frei. Das Getriebe kann optional auch mit einer Parksperre und einem Primärretarder ausgerüstet werden (in Abb. 12.47 nicht enthalten). Darüber hinaus kann die Getriebebaureihe auch mit einem oder zwei Nebenabtrieben (PTO = Power-Take-

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Off) ausgestattet werden. Der Nebenabtrieb wird dazu mit dem PTO-Zahnrad 9 des Automatgetriebes verbunden, das auf dem äußeren Kupplungsgehäuse der Kupplung B (11) angebracht ist [12.1–12.2, 12.29, 12.36, 12.55]. 12/ 6-Gang-Nkw-Automatgetriebe für Lkw und Busse; ZF 6 HP 602 C Das hier vorgestellte konventionelle Automatgetriebe ZF 6 HP 602 C für Lkw, Busse und Sonderfahrzeuge, gehört zur Ecomat-Baureihe (Ecomat 2), Abb. 12.48. Das zugehörige Räderschema ist in Abb. 6.64 dargestellt. Es gibt in dieser Baureihe Ausführungen von 4 bis 7 Gängen für verschiedene Leistungsklassen von 125 bis 280 kW und Eingangsdrehmomente von 500 bis 1600 Nm. Der hydrodynamische Wandler 3 besitzt eine Überbrückungskupplung 2, die über einen separaten Hydraulikkolben betätigt wird (3-Leitungs-Wandler). Dem Wandlergehäuse mit seinen Pumpenschaufeln folgt der motorabhängige Antrieb der Primärölpumpe 4 über eine Zahnradzwischenstufe (off-axis).

Abb. 12.48. 6-Gang-Automatgetriebe ZF 6 HP 602 C, Räderschema und Leistungsflüsse Abb. 6.64. 1 Getriebeeingangswelle; 2 Wandlerüberbrückungskupplung; 3 3-LeitungsWandler; 4 Ölpumpe; 5 Retarder; 6 Kupplung A; 7 Kupplung B; 8 Kupplung C; 9 Bremse D; 10 Bremse E; 11 Bremse F; 12 Planetenradsatz I; 13 Planetenradsatz II; 14 Planetenradsatz III; 15 Abtriebswelle mit Abtriebsflansch; 16 Getriebesteuerung

12.2 Nkw-Getriebe

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Zwischen Wandler und Schaltgetriebe befindet sich der integrierte Primärretarder 5. Durch seine motorseitige Anordnung können insbesondere bei niedrigen Fahrzeuggeschwindigkeiten hohe Bremsmomente bis beinahe Fahrzeugstillstand erbracht werden. Der Primärretarder wird durch ein elektrisches ProportionalMagnetventil stufenlos gesteuert, das die Schaltimpulse von der elektronischen Getriebesteuerung erhält. Das eigentliche Schaltgetriebe lässt sich nochmals in zwei Bereiche untergliedern: in den Bauraum für die Kupplungen und in den Bereich, in dem sich die Bremsen und Planetenradsätze befinden. Die insgesamt drei Schaltkupplungen 6, 7 und 8 sind in Lamellenbauweise ausgeführt und auf einem gemeinsamen Kupplungsträger zusammengefasst. Der Ablauf von Schaltungen in Automatgetrieben ist in Abschn. 9.3.2 „Ablauf der Schaltung“ beschrieben. Die innere Kupplung A (6), gekennzeichnet durch die große Lamellenanzahl, wird durch den antriebsseitig neben ihr liegenden Ringkolben geschlossen. Die beiden äußeren Kupplungen B (7) und C (8) teilen sich eine Lamellenaußenverzahnung. Das zum Schließen der Kupplungen erforderliche Widerlager liegt zwischen den beiden Lamellenpaketen der Kupplungen. Die linke der beiden Kupplungen 7 wird direkt über den neben ihr auf sie wirkenden Ringkolben betätigt. Der Kolben der rechten Kupplung 8 liegt am linken äußersten Durchmesser des Kupplungsträgers und wirkt über ein den ganzen Kupplungsträger umschließendes Blechumformteil auf das auf der gegenüberliegenden Seite befindliche Lamellenpaket. Abtriebsseitig sind drei Bremsen 9, 10 und 11 und drei einfache Planetenradsätze 12, 13 und 14 angeordnet. Die Lamellenpakete der Bremsen mit ihren Betätigungskolben und Widerlagern sind an der Gehäuseinnenwand untergebracht. Der Anpressdruck der Hydraulikkolben, wie auch der der Kupplungen, muss dem zu schaltenden Moment beim jeweiligen Übersetzungswechsel angepasst sein. Dies geschieht über eine elektronische Schaltdruckregelung und durch den Einsatz von Stufenkolben mit unterschiedlich wirksamen Kolbenflächen. Auf der Abtriebsseite ist der Sensor für die Abtriebsdrehzahl bzw. das Geschwindigkeitssignal und im unteren mittleren Bereich der Sensor des Turbinendrehzahlsignals zu sehen. Da dieses Getriebe über einen einzigen Ölkreislauf für Wandler, Retarder, Schaltsteuerung, Schmierung und zur Wärmeabfuhr verfügt, ist am Getriebeausgang ein Wärmetauscher (nicht in der Abbildung dargestellt) angeflanscht. Das Ecomat 2-Automatgetriebe weist eine elektro-hydraulische Getriebesteuerung 16 auf. Die notwendigen Signale kommen vom elektronischen Steuergerät (TCU). Die TCU steht in ständiger Kommunikation mit anderen elektronischen Steuergeräten des Fahrzeugs. Der Datenaustausch mit der Motorsteuerung ermöglicht optimale Schaltvorgänge durch Motorführung. Aber auch die Ansteuerung des Retarders ist in das Motor- und Bremsmanagement des Fahrzeugs eingebunden. So kann die Fahrstrategie an das individuelle Einsatzprofil des Fahrzeugs angepasst werden. Darüber hinaus erlaubt der Einsatz der CANTechnologie einfache Diagnose des Getriebesystems [12.15, 12.70].

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

12.2.5 Nkw-Hybridantriebe Nachfolgend wird ein serieller Hybridantriebsstrang für Nkw betrachtet. Beim seriellen Hybrid besteht keine mechanische Koppelung vom Verbrennungsmotor zu den Rädern. Siehe die Abschn. 3.2.4 und 6.7.5. 13/ Elektrische Antriebsachse für Lkw und Busse, ZF EE Drive 1 In Abschn. 6.7.5 ist die elektrische Antriebsachse EE Drive 1 beschrieben, s. Abb. 6.66. Sie kommt in seriellen Hybridantrieben für Nkw zum Einsatz. Abbildung 12.49 zeigt eine Niederflurachse mit Achsbrücke, bei der die zwei drehmomentgesteuerten Fahrmotoren an je einen Radkopf angeflanscht sind. Die drehmomentgesteuerten Fahrmotoren sind als luftgekühlte Asynchronmaschinen (ASM) ausgeführt. Ihr maximales Drehmoment liegt bei 350 Nm bei einer maximalen Leistung von 75 kW. Bei maximaler Fahrgeschwindigkeit drehen die Fahrmotoren mit bis zu 11.000 1/min. Das auf beiden Seiten jeweils konzentrisch zur Achse des Rades und des Fahrmotors angeordnete zweistufige Planetengetriebe hat eine Gesamtübersetzung von iges = 25,5 und ist aus Geräuschgründen schrägverzahnt. Bedingt durch die hohen auftretenden Drehzahlen innerhalb des Radnabengetriebes und durch ein relativ hohes Temperaturniveau ist die Verwendung eines temperaturstabilen Synthetiköls erforderlich. In Abb. 12.49 sind auch die Radbremsen mit den innenbelüfteten Bremsscheiben zu erkennen, die abweichend von der Standardausführung konstruktiv an die Elektromotoren angepasst sind. Durch die Beibehaltung der Achsanlenkpunkte kann in derselben Fahrzeugplattform die elektrische Antriebsachse EE Drive 1 oder alternativ eine konventionell angetriebene Achse eingesetzt werden. Bei Verwendung der elektrischen Antriebsachse kann aufgrund der drehmomentgesteuerten Einzelradantriebe das Differentialgetriebe entfallen. Ferner eröffnet diese Antriebskonfiguration auch eine flexiblere Verteilung der Achslasten und kann somit dem häufigen Problem der hohen Hinterachslast entgegenwirken.

Abb. 12.49. Elektrische Antriebsachse EE Drive 1 von ZF [12.4], schematische Darstellung eines einzelnen Fahrmotors, s. Abb. 6.66

12.2 Nkw-Getriebe

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12.2.6 Nkw-Stufenlosgetriebe (CVT) In Nutzfahrzeugen und insbesondere in mobilen Arbeitsmaschinen stellen die stufenlos-hydrostatischen Getriebe in Kombinationen mit Zahnradgetrieben eine verbreitete Form des Fahrantriebs dar. 14/ Stufenloses hydrostatisch-mechanisch leistungsverzweigtes Getriebe für Traktoren, ZF ECCOM In landwirtschaftlichen Traktoren besteht eine ausgeprägte Notwendigkeit, die Fahrgeschwindigkeit möglichst feinstufig einstellen zu können. Die Forderung nach sehr kleinen Fahrgeschwindigkeiten (z.T. bis 0,1 km/h) ergibt in Verbindung mit Transportgeschwindigkeiten von 50 km/h eine sehr große Gesamtspreizung. Wurden in der Vergangenheit vielstufige, unter Last schaltbare Getriebe eingesetzt, setzen sich in Traktoren mehr und mehr stufenlose Getriebe durch, die auf Basis der hydrostatischen Leistungsverzweigung arbeiten, s. Abschn. 6.7.6. Auslegungsbestimmend für diese Art der stufenlosen Getriebe sind die erforderliche Gesamtspreizung, die notwendigen Zugkräfte und Wirkungsgradforderungen einerseits sowie die zulässigen Beanspruchungen der Getriebeelemente, insbesondere die max. zulässigen Hydrostatdrücke, andererseits.

Abb. 12.50. Stufenloses hydrostatisch-leistungsverzweigtes Getriebe ZF ECCOM für die Anwendung in Traktoren, Räderschema und Leistungsflüsse Abb. 6.68. Hydrostatischer Leistungsanteil als Funktion der Fahrgeschwindigkeit und Schaltschema bzw. leistungsführende Komponenten im stufenlosen Getriebeteil

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12 Beispiele ausgeführter Konstruktionen von Fahrzeuggetrieben

Ausgeführte stufenlose hydrostatisch-leistungsverzweigte Getriebe in Traktoren weisen daher zwei oder vier Fahrbereiche auf. Die Fahrbereiche werden entweder vorgewählt oder über einen Satz gekoppelter Planetengetriebe mit automatisierter Bereichsumschaltung generiert. Bei dem in Abb. 12.50 abgebildeten Getriebesystem handelt es sich um ein stufenlos einstellbares, hydrostatisch-mechanisch leistungsverzweigtes Getriebe. Es besteht aus den Komponenten Planetenkoppelgetriebe, Hydrostateinheit, Wendegetriebe, elektro-hydraulische Steuerung, Sensorik und elektronisches Steuergerät. Die Gesamtübersetzung des Getriebes kann von ∞ bis +/–0,58 stufenlos eingestellt werden. Das Hydrostatgetriebe bilden Axialkolbenmaschinen in Form einer Verstellpumpe und eines Konstantmotors in Schrägscheibenbauweise und back-to-back-Anordnung, die gleiches spezifisches Fördervolumen haben und im geschlossenen Kreislauf betrieben werden. Eine Getriebeelektronik steuert sämtliche Getriebefunktionen wie die stufenlose Übersetzungseinstellung oder Fa