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17

245244

Nasse Doppelkupplung:Denken in Systemen

Andreas Englisch Andreas Goetz Andreas Baumgartner Thomas EndlerChristian Lauinger Stefan Steinmetz

246 24717Nasse Doppelkupplung

Einleitung

Status

In 10 Jahren wird der Anteil der nassen und trockenen Doppelkupplungsgetriebe (DCT) bei ca. 20 % bezogen auf den gesamten Automatikgetriebemarkt liegen.

Vor diesem Hintergrund stellt sich für den Kunden die Frage, welches Doppel-kupplungssystem für seine Anwendung das richtige ist. Sowohl trockene als auch nasse Doppelkupplungen haben sich in der Serie bewährt. Innerhalb der Systeme gibt es un-terschiedliche Bauweisen und verschiede-ne Formen der Aktuierung. Wesentliche Unterschiede bestehen in der Drehmo-mentkapazität, dem Bauraumbedarf, Ge-wicht und Massenträgheit [1].

Zwischenzeitlich wurde bei LuK eine ganze Reihe von nassen Doppelkupplungs-

systemen entwickelt, um unterschiedlichste Applikationen bedienen zu können. Seit 2013 wird die erste nasse Doppelkupplung in Serie produziert.

Neben den eigentlichen Doppelkupp-lungen umfasst das Portfolio auch ergän-zende Komponenten wie Dämpfer, Flieh-kraftpendel und Aktoren. Der Fokus liegt auf einem perfekt aufeinander abgestimm-ten Gesamtsystem, um den Zielgrößen Komfort, Verbrauch und Kosten optimal ge-recht werden zu können. Gleichzeitig wer-den Komponenten und Baugruppen stan-dardisiert, um so Volumina bündeln zu können. Damit kann Schaeffler attraktive Lösungen anbieten.

Im Zuge der Entwicklung wurden die unterschiedlichen Konzepte auf breiter Ba-sis analysiert und gegenübergestellt. Die Komponenten der Kupplung wurden im Detail untersucht und entsprechend weiter-entwickelt.

Besonders das tribologische System (bestehend aus Belaglamelle, Stahllamel-

le und Öl) hat dabei eine zentrale Bedeu-tung in der Auslegung und für das Kom-fortverhalten der Kupplung. Neben der Untersuchung von unterschiedlichen Be-lägen und Belagtechnologien, spielen Geometrie, Nutung sowie Kühlöl- und Pressungsverteilung eine große Rolle. Da-rüber hinaus werden die gewonnenen Er-kenntnisse und Erfahrungen genutzt, um eigene Beläge für nasse Kupplungen zu entwickeln.

Die Kundensicht

Der Kunde wird bei der Auswahl des Sys-tems vor eine Reihe schwieriger Entschei-dungen und Fragen gestellt, welche die Ar-chitektur des Kupplungssystems maßgeblich beeinflussen. a) Welche Motoren sollen in der Zukunft

bedient werden? – Sind 3- und 2-Zylinder-Applikationen

zu berücksichtigen? – Müssen Zylinderabschaltungen be-

rücksichtigt werden? – Welche minimalen Fahrdrehzahlen

sollten erreicht werden? b) Welche Maßnahmen zur weiteren

Absenkung des Verbrauchs sollen berücksichtigt werden? – Ist eine Hybridisierung des Antriebs-

strangs vorgesehen? – Welche maximalen Drehmomente

sind zu berücksichtigen? – Welche Aktuierung der Kupplung ist

vorzusehen? c) Wie wirken sich diese Maßnahmen auf

Verbrauch und Fahrleistungen aus? d) Welches Öl und welcher Ölvolumen-

strom wird für die Kühlung und ggf. für die Aktuierung der Doppelkupplung be-nötigt?

All diese Funktionen beeinflussen ganz ent-scheidend den Verbrauch, den Komfort und natürlich auch die Kosten des Systems.

Design

Kupplung

Entsprechend der vorgegebenen Bauraum-situation können nasse Doppelkupplungen in radialer und axialer Bauweise ausgeführt werden. Die unterschiedlichen Bauweisen bieten je nach Anwendung verschiedene Vorteile.

Die axiale Bauweise erlaubt eine Mini-mierung der Trägheitsmomente bezogen auf die Getriebeeingangswelle. Außerdem bietet sich so die Möglichkeit, beide Kupp-lungen unabhängig voneinander zu kühlen und so die Schleppverluste der offenen Kupplung weiter zu reduzieren. Die radiale Bauweise stellt für Front-Quer- und Heck-Längs-Applikationen nach wie vor die bevor-zugte Lösung dar. Der Trend zu möglichst geringen Massenträgheiten könnte auch bei Queranwendungen axiale Lösungen zu-künftig interessanter werden lassen.

Beide Systeme können wahlweise mit einem Fliehkraftpendel im Nassraum kom-biniert werden – damit kann ein weiterer Beitrag zur Reduzierung des Verbrauchs und der Verbesserung des Komforts geleis-tet werden. Bild 2 zeigt Kupplungen für 180 Nm mit sehr kompakten Abmessungen und in die Kupplung integriertem Fliehkraft-pendel. Teilweise gelingt es mit Hilfe eines Fliehkraftpendels, den gesamten Bauraum-bedarf sogar zu reduzieren, da zusätzliche Sekundärmasse am Zweimassenschwung-rad (ZMS) eingespart werden kann.

Typ Anordnung Betätigung Reibsystem

verfügbarerBauraum

axial

radial

Reib-system

hydraulisch

hydro-statisch

Pumpen-aktor

Fliehkraftpendelnass/trocken CSC

Kolben

Nieder-druckHoch-druck

Kompen-sationja/nein

Tellerfeder

Druckfedern

Nutbild

gepresst

gefräst

Material

Dichtung Pads

gewellt/eben

Kühlung

Kopplungmit Antrieb

Kopplungmit Abtrieb

Design ILT

Dicke derLamellen

Design

Verluste

Ölmenge

Hybridja/nein

Drehmoment-bzw. Wärme-

kapazität

Dynamikan-forderungen

Verbrauch

Komfort

Kosten

hydraulisch

hydro-statisch

Pumpen-aktor

Bild 1 System „Nasse Doppelkupplung“

248 24917Nasse Doppelkupplung

Fliehkraftpendel im Nassraum

Der Einsatz des Fliehkraftpendels in der nassen Doppelkupplung ermöglicht eine deutliche Absenkung der Fahrdrehzahlen

und damit des Verbrauchs. Bild 3 zeigt die Qualität der Entkopplung durch das Flieh-kraftpendel auf der Grundlage einer Anre-gung durch einen 3-Zylinder-Motor. Der Motor kann damit ohne Einbußen im Komfort bei sehr geringen Drehzahlen betrieben werden.

Aufgrund des geringen zusätzlichen Bauraumbedarfs im Nassraum können sol-che Lösungen in fast jedem Getriebe prob-

lemlos umgesetzt werden. Der Einsatz des Pendels erlaubt neben der Reduzierung der minimalen Fahrdrehzahlen eine Reduzie-rung der Gesamtmasse von Kupplung und ZMS und damit auch der Massenträgheit. Dies resultiert insbesondere bei kleineren Motoren in einer verbesserten Dynamik bei gleichzeitig geringerem Verbrauch. Der Ver-gleich der Fahrleistungen eines entspre-chend ausgestatteten Fahrzeugs dokumen-tiert die positiven Effekte ebenfalls (Bild 4).

Aktuatorik

Die Betätigung der Kupplung kann hydrau-lisch, hydrostatisch oder mit sogenannten Pumpenaktoren erfolgen. Hydrostatische Systeme (HCA) bieten den Vorteil, dass Power-on-Demand Systeme und damit deut-

liche Wirkungsgradvorteile realisiert werden können. Dies spiegelt sich in Bild 5 wieder: Kupplungs- und Gangaktorik tragen nur mit 4,6 % zu den Gesamtgetriebeverlusten im NEFZ (Neuer Europäischer Fahrzyklus) bei. Jedoch müssen einzelne Betriebspunkte intensiv untersucht werden, wenn es zum Beispiel um den Einsatz bei tiefen Tempera-turen (-20 °C bis -30 °C) geht.

Die hydraulischen Systeme bieten den Vorteil hoher Leistungsdichte, gleichzeitig ist aber eine permanente Leistungsaufnah-me erforderlich.

Eine Kombination aus Kupplung, Con-centric Slave Cylinder (CSC), hydrostati-schem Kupplungsaktor und Gangaktor stellt energetisch die beste Variante dar. Um dies zu verifizieren, werden mit einem detail-lierten Modell des Antriebsstrangs Ver-brauchssimulationen durchgeführt und da-mit die Effizienz der einzelnen Komponenten bewertet. Weiterhin können unterschiedliche Konzepte, zum Beispiel für die verwendete

20

40

60

80

100

120

140

1.000 2.0001.500 2.500 3.000 3.500 4.000

Dre

hzah

l-A

mp

litud

e in

min

-1

Akzeptanzbereich

Drehzahlungleichförmigkeiten

Bauraumbedarf fürzusätzliche Sekundärmasse

Drehzahl in min-1

0

Motor-anregung ohne zusätzliche Sekundärmasse

mit zusätzlicher Sekundärmassemit Fliehkraftpendel

Bild 3 Qualität der Schwingungsentkopplung mit 3-Zylinder-Motor [2]

+ FKP

+ J_sec

+ FKP + J_sec

Gesamtträgheitsmoment sekundär in kgm2 0,040 0,105

0 + 7,0Gewichtsunterschied in kg

zusätzliche erforderliche Axiallänge in mm 0 10

Wegunterschied nach 4 s in m 0

0

- 1,9

Beschleunigungszeit von 0 auf 100 km/h in % + 4,1

Bild 4 Doppelkupplung mit und ohne Fliehkraftpendel: Unterschiede im Massenträgheitsmoment, im Gewicht, in der axialen Baulänge sowie in den Fahrleistungen

BauraumBauraum

Maximales Eingangsmoment 180 Nm

Bild 2 Nasse Doppelkupplung für 180 Nm in axialer und radialer Ausführung mit Fliehkraftpendel [2]

250 25117Nasse Doppelkupplung

Niederdruckpumpe und deren Betriebs-strategie für die Kupplungs- und Lagerbe-ölung, bewertet werden.

Das Ergebnis der NEFZ-Simulation (Bild 5) zeigt, dass die DCT-spezifischen Verluste aus Aktorik- und Kupplungsschleppverlus-ten auf einen Bruchteil der mechanischen Verluste reduziert werden können.

Bild 5 zeigt ergänzend, dass die in der Berechnung zugrundegelegte primärseitig angetriebene Niederdruckpumpe einen An-teil von 12,1 % an den Gesamtverlusten auf-weist. Eine deutliche Reduzierung dieses Anteils an den Gesamtverlusten auf etwa 3 % ist möglich, wenn die mit Motordreh-zahl angetriebene Pumpe durch eine elek-trisch angetriebene ersetzt wird (Bild 8). Grund dafür ist der geringe Zeitanteil von ca. 9 % während der Anfahrten oder Schal-tungen, in welchem ein höherer Kühlölvolu-menstrom für die schlupfende Kupplung unter Last zur Verfügung gestellt werden muss. Dagegen kann mit deutlich höheren Zeitanteilen von ca. 70 % (Start-Stopp hier berücksichtigt) die Pumpe bei kleiner Dreh-zahl und damit geringerer Antriebsleistung betrieben werden, um die Mindestölmenge

Bild 6 zeigt den gemessenen Verlauf einer Kupplungsbetätigung der K1. Die gezeigten Größen sind auf die jeweiligen Maximalwer-te normiert, um eine einheitliche Darstel-lung zu ermöglichen. Ausgehend von ei-nem Anfangswert von ca. 21 % erfolgt nach 50 ms die Veränderung der Aktorposition. Aufgrund der Kupplungskennlinie muss zu-nächst das Lüftspiel überwunden werden, bis der „Touch Point“ (TP) erreicht ist. Ab dieser Position erfolgt der Druckaufbau in der Aktorik und mit einer geringen Zeitver-zögerung der Aufbau des Drehmoments durch die Kupplung K1. Nach ca. 200 ms hat die Aktorposition den Zielwert (100 %) erreicht, der in diesem Fall dem maximalen Antriebsmoment gemäß Auslegung ent-spricht. Bis der maximale Druck aufgebaut ist, vergehen ca. 100  ms. Bereits 120  ms nach Beginn des Druckaufbaus wird das volle Drehmoment übertragen. Die Messda-ten stammen von einem 550 Nm-DCT. Bei kleineren Kupplungen und damit geringeren Betätigungskräften kann die Dynamik noch weiter erhöht werden.

Um in einer realen Fahrsituation die Zeitdifferenz zwischen Beginn der Ände-rung der Aktorposition und Erreichen des

gewünschten Drehmoments möglichst klein zu halten, wird die Aktorposition der nicht betätigten Kupplung nicht auf 0 mm gefahren, sondern im Bereich des Lüft-spiels in eine Warteposition (WP) etwas unterhalb des TP. Auf Seite 253 wird das Reibsystem näher beschrieben. Dort wer-den Maßnahmen aufgeführt, um die Schleppverluste in den Kupplungen zu minimieren. Mit diesen Maßnahmen ist es möglich, sowohl den Abstand der War-teposition vom TP, als auch das Schlepp-moment durch die nicht betätigte Kupp-lung möglichst gering zu halten. Damit werden kurze Betätigungszeiten für das Einstellen eines gewünschten Drehmo-ments erreicht.

Axiale oder radiale Bauweise

In diesem Abschnitt werden Doppelkupp-lungen in axialer und radialer Bauweise detaillierter verglichen. Basis ist wieder-um die NEFZ-Simulation und es wird der Anteil der Einzelkomponenten an den Ge-triebegesamtverlusten diskutiert. Gemäß Bild 2 ist das Konzept in axialer Bauweise mit zwei nasslaufenden Ausrücklagern mit CSC ausgestattet. Für das Konzept in radialer Bauweise werden Dreheinfüh-rungen mit Gleitdichtringen betrachtet. Prinzipiell kann aber auch eine radial an-geordnete Doppelkupplung über CSC betätigt werden.

Die Schleppmomente von K1 und K2 und die daraus resultierenden Anteile an den Getriebegesamtverlusten (Bild 8) sind, bedingt durch die geometrischen Verhält-nisse, für die axiale Anordnung ca. 1 %-Punkt kleiner als für das radiale Konzept. Die Schleppmomente werden auf Basis von Messungen auf die NEFZ-Betriebspunkte

für die nicht betätigte Kupplung sowie die Lager bereitzustellen.

Für beide Pumpenkonzepte wirkt sich auch ein bereits oben erwähnter Aspekt positiv aus: Aus der optimierten Nutgeo-metrie der Belaglamellen ergibt sich eine verbesserte Ölverteilung mit deutlich re-duzierter Kühlölmenge. Dadurch kann die Pumpe für ein geringeres Fördervolu-men ausgelegt werden.

Dynamik

In den vorangegangenen Abschnitten wur-de auf die Vorteile der hydrostatischen Be-tätigung mit HCA, insbesondere die gerin-gen Anteile der Kupplungsaktorik an den Gesamtgetriebeverlusten im NEFZ hinge-wiesen. In diesem Abschnitt wird das dyna-mische Verhalten der Strecke, bestehend aus hydrostatischem Kupplungsaktor, dem CSC und der Kupplung, anhand von Mes-sungen erläutert.

12,1 %Mechanische Pumpe

4,6 %Kupplungs- und

Gang Aktorik

53,7 %Verzahnungen

Lager

4,2 %K1 Lager

4,9 %K2 Lager

0,9 %K2 Schleppverluste

0,6 %K1 Schleppverluste

19,2 %K1 & K2Schlupf-verluste

(Anfahrten,Schaltungen)

Bild 5 Aufteilung der Getriebeverluste im NEFZ für 180 Nm DCT mit HCA und Gangaktorik

K1 AktorpositionK1 AktordruckK1 Drehmoment

100

80

60

40

20

0 100 200 300 400Zeit in ms

norm

iert

e G

röß

en in

%

TP touch pointWP waiting position

150 ms

TP

WP

Bild 6 Messung der Dynamik von Kupplung K1: dargestellt sind die normierten Größen Aktorposition, Aktordruck sowie das durch K1 übertragene Drehmoment.

252 25317Nasse Doppelkupplung

umgerechnet. Auf Seite 253 werden die Messungen zu Schleppverlusten unter-schiedlicher Lamellengeometrien näher be-schrieben.

Teller- oder Druckfedern

Der Einsatz von Tellerfedern zum Lüften der Kupplung stellt eine bauraumgünstige Alter-native zur Spiralfeder dar. Es stellt sich also die Frage, wie sich diese Elemente bzgl. der Hysterese der Kupplung darstellen. Da-bei muss eine Tellerfederlösung nicht auto-matisch zu höheren Hysteresewerten füh-ren. Das dargestellte Beispiel zeigt, dass bei richtiger Auslegung von Tellerfeder, der Anlageflächen und des Gesamtsystems durchaus vergleichbare Hysteresewerte im Vergleich zu Druckfederlösungen möglich sind.

Dreheinführung oder CSC

Dreheinführungen kommen heute in vielen Doppelkupplungsgetrieben zum Einsatz und stellen eine robuste Lösung in Verbin-dung mit hydraulischen Systemen dar. Als Alternative können nasslaufende Ausrück-lager mit CSC eingesetzt werden, deren Verluste im Vergleich zur Dreheinführung deutlich geringer ausfallen. Anwendungen bis 700 Nm sind derzeit in der Entwicklung.

Weiterhin weist das Lagerkonzept der axialen Anordnung mit einem Rillenkugella-ger, vier Axialnadellagern sowie zwei Aus-rücklagern für CSC gegenüber den Gleit-dichtringen einen Vorteil von mehr als drei Prozentpunkten Verlust auf. Auch hier werden Messwerte auf die NEFZ-Betriebs-punkte umgerechnet. Darüber hinaus bietet das CSC die Möglichkeit, geometrische Ab-weichungen in der Kupplung in Analogie zum trockenen System zu minimieren.

Das Reibsystem

Design

Wellung und Nutung spielen eine wesentli-che Rolle für die Funktion der nassen Kupp-lung. Außerdem beeinflusst das Fertigungs-verfahren den Reibwertaufbau und die

resultierenden Schleppverluste wesentlich. Darüber hinaus spielen geometrische Merk-male des Belages eine wesentliche Rolle bei der Gleichförmigkeit der Drehmoment-übertragung. In Abhängigkeit vom Volu-menstrom steigen die Schleppmomente der Kupplung deutlich an.

Ziel der Entwicklung muss also eine Minimierung des Kühlölvolumenstromes, eine optimale Nutgeometrie und die richtige Wellung der Lamelle sein.

LuK DK mit DruckfedernLuK DK mit Tellerfeder

350

300

250

200

150

100

50

0 0,1 0,2 0,3 1,00,80,70,60,50,4 0,9

Druck in MPa

Dre

hmo

men

t in

Nm

± 5,

4 N

m

± 4,

4 N

m±

7,2

Nm

± 5,

7 N

m

Bild 7 Vergleich der Kupplungshysterese

Elektrisch Mechanischangetrieben

Axiale RadialeBauweise

HCAmit CSC

Drehein-führung

15

10

5

0

15

10

5

0

15

10

5

0

AusrücklagerGleitdichtringe

Elektrische Pumpe/Hydraulische Pumpe

Schleppverluste Kupplung 1 & 2

Ant

eil a

n G

esam

tver

lust

en in

%

Bild 8 Vergleich axiale und radiale Bauweise: Anteil der K1/K2-Schleppmomente, sowie der Lager (mit CSC) bzw. der Gleitdichtringe für Dreheinführungen an den Gesamtverlusten im NEFZ

Design 3 bei variiertem Kühlölvolumenstrom

Sch

lep

pm

om

ent

in N

m

Sch

lep

pm

om

ent

in N

m

Differenzdrehzahl in min-1 Differenzdrehzahl in min-1

Verschiedene Designs bei 1 l/min

Design 1Design 2

Design 3Design 4

Design 5Design 6

100 %50 %

25 %10 %

5 %2 %

-1.500 0-500-1.000

2

1,5

1

0,5

0

-0,5

-1,5

-1

1.000500-1.500 0-500-1.000

3

2

1

0

-1

-2

-5

-3

-4

1.000500

Bild 9 Einfluss der Lamellengeometrie auf die Schleppverluste

254 25517Nasse Doppelkupplung

Kühlung

Die Kühlung wird durch die Anbindung der Reiblamellen (primär- oder sekundärseitig), die Gestaltung der Bohrungen im Innenla-mellenträger und die Nutgeometrie des Be-lages stark beeinflusst.

Mittels CFD-Analysen (numerische Strömungsanalysen) können diese Effekte zwischenzeitlich auch durch Simulationen nachgewiesen werden. Die Darstellung in

LuK-Belag

Innerhalb des tribologischen Systems kommt der Reiblamelle eine besondere Bedeutung zu. Sie beeinflusst wesentlich den Reibwert, den Reib-wertgradienten, das Verschleißverhalten und die thermische Belastbarkeit der Kupp-lung. Deshalb hat LuK die Entwicklung eigener Doppelkupplungsbeläge forciert. Inzwischen konnte die Eignung von LuK-Belägen in Funk-tions- und Dauerlauftests nachgewiesen wer-den (Bild 11). Die Kennlinien zeigen einen sehr ausgeprägten und stabilen positiven Verlauf des Reibwertgradienten. Ein reibwertinduzier-tes Rupfen der Kupplungen sollte damit zuver-lässig ausgeschlossen werden können.

Parallel zur Weiterentwicklung der Eigen-schaften nasser Doppelkupplungsbeläge wird deren Industrialisierung vorangetrieben.

Nasse Doppelkupplung

Der Baukasten

Zwischenzeitlich können nasse Doppel-kupplungen in radialer und axialer Bauweise für Drehmomente zwischen 100 Nm und 3.500 Nm an-geboten werden (Bild 12). Die Dop-pelkupplungen kön-nen wahlweise auch mit Fliehkraftpen-deln kombiniert wer-den.

Durch eine kon-sequente Optimie-rung der Komponen-ten Dämpfer, Kupp-

lung, Kupplungs- und Gangaktorik kann die Effizienz des Gesamtgetriebes sicher ge-stellt werden.

LuK-eigene Reibbeläge für nasse Dop-pelkupplungen haben ihre DCT-Tauglichkeit gezeigt.

In der Kombination mit der Software ist es möglich, maßgeschneiderte Lösungen für jeden Kunden zu finden, die eine Verbesse-rung der Fahrleistungen, eine deutliche Er-höhung des Fahrspaßes und eine weitere Reduzierung des Verbrauchs erlauben.

In Verbindung mit modernen Hybridsys-temen können damit zukunftsfähige An-triebstränge dargestellt werden, die hohen Komfort bei minimalem Verbrauch bieten.

Literatur

[1] Zink, M.; Wagner, U.; Feltz, C.: Doppelkupplungs-systeme – Modular und höchst effizient für den Antriebsstrang von morgen. 10. Schaeffler Kolloquium, 2014

[2] Baumgartner, A.; Lauinger, C.; Lorenz, E.; Götz, A.; Fischer, N.; Krause, T.: Reducing CO2 emissions with wet double clutch transmissions with a simultaneous improvement in comfort and driving dynamics. VDI Getriebe in Fahrzeugen, 2013

Bild 10 zeigt den Einfluss des Bohrbildes im Innenlamellenträger und den Einfluss der Nutgeometrie.

Die Verfärbung der Lamellen zeigt deut-lich die schlechter gekühlten Bereiche. Es ist eine gute Übereinstimmung zwischen der Simulation und der thermischen Belas-tung der Lamelle erkennbar.

Darüber hinaus muss die Dicke der La-mellen für den jeweiligen Anwendungsfall optimiert werden.

Öleintritt

Farbänderung abhängigvon Kühlölverteilung

Öleintritt

Testergebnis

relativeStahllamellen-drehrichtung

relativeStahllamellen-drehrichtung

100 %

0 %

50 %Luftanteil

Öleintritt

Öleintritt

Simulation

Bild 10 CFD-Analyse und Vergleich mit Testergebnissen

CS

C200 400 700 3.500

Ko

lben

Motormoment in NmBild 12 Baukasten

Differenzdrehzahl in min-1

Neu5.000 Anfahrten10.000 Anfahrten

15.000 Anfahrten20.000 Anfahrten

Reiblamelle nach 20.000 Volllastberganfahrten

0,05

0,10

0,15

0 1.000 2.000

Rei

bw

ert

Reibwertstabilität im Dauertest

Bild 11 Dauertest mit LuK-Belag: 20.000 Anfahrten am Berg unter Volllast