Fahrzeuggetriebe: Grundlagen, Auswahl, Auslegung und Konstruktion 2. Auflage

Harald Naunheimer · Bernd Bertsche · Gisbert Lechner

Fahrzeuggetriebe

Harald Naunheimer · Bernd BertscheGisbert Lechner

FahrzeuggetriebeGrundlagen, Auswahl, Auslegungund Konstruktion

In Zusammenarbeit mitJoachim Ryborz und Wolfgang Novak

2., bearbeitete und erweiterte Auflage

Mit 488 Abbildungen und 85 Tabellen

123

Dr.-Ing. Harald NaunheimerLeiter EntwicklungPkw-AutomatgetriebeZF Getriebe GmbHGraf-von-Soden-Platz 188046 Friedrichshafen

Professor Dr.-Ing. Bernd BertscheGeschäftsführender DirektorUniversität StuttgartInstitut für MaschinenelementePfaffenwaldring 970569 Stuttgart

Professor Dr.-Ing. Gisbert Lechner †

Unter Mitarbeit von

Dr.-Ing. Joachim RyborzTechnischer ProjektleiterEntwicklung Getriebe fürTransporter und leichte NkwZF Friedrichshafen AGEhlersstraße 5088038 Friedrichshafen

Dipl.-Ing. Wolfgang NovakWissenschaftlicher MitarbeiterUniversität StuttgartInstitut für MaschinenelementePfaffenwaldring 970569 Stuttgart

Zuvor erschienen unter: Lechner/Naunheimer, Fahrzeuggetriebe.

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ISBN 3-540-57423-9 1. Aufl. Springer Berlin Heidelberg New YorkISBN 978-3-540-30625-2 2. Aufl. Springer Berlin Heidelberg New York

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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 ver-bessern, 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 Anforde-rungen zwangsläufig zu Zielkonflikten führen. Ansätze zu deren Lösung sind einsatzoptimierte individuelle Getriebelösungen, höhere Integration von Sub-modulen in das Getriebe, das Einbringen von mehr Funktionalität und die Ver-netzung 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 konkur-rierenden Konzepten geführt: Handschaltgetriebe (MT), Automatisierte Schaltge-triebe (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 Nutzfahr-zeuge haben sich vor allem in Europa die Automatisierten Schaltgetriebe (AMT) durchgesetzt. Ihr Weg ging über teilautomatisierte Bauarten bis hin zum voll-automatisierten Getriebe. Durch die zunehmende Integration von Peripherieteilen und Submodulen in das Getriebe entstehen kompaktere, leichtere und zuverläs-sigere 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 Verantwortungs-schnittstellen 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 kosten-günstig 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 Produkt-entstehungsprozess 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 vorzu-stellen. Vielmehr soll das Grundlegende und Allgemeingültige vermittelt werden. Dazu werden theoretische Grundlagen dargelegt und neben aktuellen Konstruk-tionen 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 beson-derer Dank gebührt unseren Familien für große Geduld, Verständnis und Unter-stützung während den drei Jahren der Ausarbeitung.

Im Jahr 2002 verstarb Prof. Dr.-Ing. Gisbert Lechner, Begründer des Lehr-gebiets Fahrzeuggetriebe am Institut für Maschinenelemente der Universität Stutt-gart. 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 Harald Naunheimer Februar 2007 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 Straßenzug-maschinen. 1992 lag die Produktion bei 5,2 Millionen. Entsprechend dem dama-ligen Stand der Technik konnte sich das Buch von Reichenbächer mit wenigen wesentlichen Punkten befassen: Grundformen der Getriebe, Wahl der Getriebe-stufen, Stand-Getriebe, Umlauf-Getriebe, Berechnung der Zahnräder, Föttinger-Kupplung und Strömungswandler.

Fahrzeug- und Getriebetechnik waren und sind einer steten Evolution unter-worfen. 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 Werkstofftechno-logie und nicht zuletzt in der Festigkeitsberechnung ergeben sich neue Möglich-keiten, die bei einer modernen Entwicklung genutzt werden müssen. Wir erinnern an Betriebsfestigkeitsberechnungen, an die Einführung gezielter Zahnflanken-korrekturen, an die Berücksichtigung der Gehäuseverformung und an die Notwen-digkeit zum Leichtbau.

Die konstruktive Ausführung der Getriebe wurde durch viele Varianten be-reichert. 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, Doppel-kupplungsgetriebe oder Getriebe für Allradantrieb.

Motor und Getriebe müssen zunehmend als eine Funktionseinheit betrachtet werden. Man spricht von Powertrain-Matching und von Motor-/Getriebemanage-ment. 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 Konstruie-ren“ und der zunehmende Rechnereinsatz für Auslegung, Simulation und Kon-struktion (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 wettbewerbsfähi-gen Getriebekonstruktion kommen. Es gilt, die Grundzusammenhänge zwischen Antriebsaggregat, Fahrzeug und Getriebe einerseits, sowie dessen Funktionsaus-prägungen 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 Konstruktionszeichnun-gen 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 Informa-tionen dienen, und es soll darüber hinaus durch ein umfangreiches Literatur-verzeichnis den Zugang zu weiterführendem und vertiefendem Schrifttum ermög-lichen.

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. Da-rüber hinaus haben zahlreiche Hilfsassistenten und Bearbeiter von Diplomarbeiten wichtige Detailarbeit geleistet. Frau Christine Häbich danken wir für das professi-onelle 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

2.4.3 Kennwert Getriebemasse .......................................................... 62 2.4.4 Kennwert Getriebekosten.......................................................... 64 2.4.5 Getriebegeräusch....................................................................... 66 2.4.6 Getriebeverluste und Wirkungsgrad.......................................... 66 2.5 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 XI

5.2.2 Steigvermögen.........................................................................127 5.2.3 Beschleunigungsvermögen......................................................128 5.3 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 5.4 Emissionen ..........................................................................................135 5.5 Dynamisches Verhalten des Antriebsstrangs, Komfort .......................138

6 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

6.8.4 Verteilergetriebe...................................................................... 235 6.9 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

9 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 XIII

9.1.3 Shift-by-wire ...........................................................................311 9.2 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 9.3 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 9.4 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

11.2.3 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 11.3 Ölversorgung und Ölpumpen .............................................................. 445 11.3.1 Ölversorgung........................................................................... 446 11.3.2 Ölpumpen................................................................................ 448 11.3.3 Detailfragen............................................................................. 455 11.4 Getriebegehäuse .................................................................................. 457 11.4.1 Gestaltung von Getriebegehäusen........................................... 457 11.4.2 Entlüftung von Getrieben........................................................ 459 11.5 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 11.6 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 grund-sätzlich. Jedes Formelzeichen stellt die Kurzbezeichnung einer physikalischen Größe dar, die verschiedene Werte annehmen kann:

EinheitZahlenwertGrößederWert ⋅= .

Beispiel: Für die Leistung P gilt allgemein

ωTP = . (1)

Dabei steht T für Drehmoment und ω für Winkelgeschwindigkeit.

Zahlenwertgleichungen

Kehrt eine Gleichung häufig wieder oder enthält sie Konstanten und Materialwer-te, 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 vorzu-schreiben. Beispiel: Zur praktischen Berechnung der Leistung P in kW, bei gegebener

Drehzahl n in 1/min, wird die Gl. (1) in die Zahlenwertgleichung

9550nTP = (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 Fläche, Querspantfläche = Projektion der Fahrzeugstirnfläche AR Reibfläche der Synchronisierung A(t) Verfügbarkeit B10 System-Lebensdauer für eine Ausfallwahrscheinlichkeit von 10 % Bx System-Lebensdauer für eine Ausfallwahrscheinlichkeit von x % C Wälzpunkt, dynamische Tragzahl, Konstante D Durchmesser, Schädigung DKoll Schadenssumme Dtat Tatsächliche Schadenssumme Dth Theoretische Schadenssumme E Elastizitätsmodul F Kraft FB Bremskraft FH Handkraft, Hangabtriebskraft FL Luftwiderstand, Lagerkraft FQ Querkraft FR Radwiderstand FS Seitenkraft FSt Steigungswiderstand FU Umfangskraft FZ Zugkraft FZ,A Zugkraftangebot FZ,B Zugkraftbedarf Fa Beschleunigungswiderstand, Axialkraft Fax Anpresskraft der Kupplungsdruckplatte Fn Normalkraft Fr Radialkraft Ft Tangentialkraft F(t) Verteilungsfunktion, Ausfallwahrscheinlichkeit GR Radlast J Massenträgheitsmoment KG Getriebekennwert KH Vorschaltsplit-Konstante High KHaupt Konstante Hauptgetriebe KL Vorschaltsplit-Konstante Low KR Konstante Range L Lebensdauer, Schallpegel Mb Biegemoment Mt Torsionsmoment Mv Vergleichsmoment N Anzahl der Lastwechsel, Bruchspielzahl, Bauteillebensdauer

Bezeichnungen und Formelzeichen XIX

P Leistung, äquivalente Lagerbelastung PA Flächenbezogene Reibleistung PZ,B Bedarfsleistung am Rad Pm Mittlere Reibleistung während der Rutschzeit einer

Synchronisierung Q Querkraft, Volumenstrom R Reaktionskraft, Spannungsverhältnis Re Streckgrenze Rm Zugfestigkeit R(t) Überlebenswahrscheinlichkeit, Zuverlässigkeit S Sicherheitsbeiwert, Sperrsicherheit bei Synchronisierungen,

Schlupf, Sperrwert, Kegelscheibenradius SB Bremsschlupf SH Nachschaltsplitter High SL Nachschaltsplitter Low ST Treibschlupf T Drehmoment, Charakteristische Lebensdauer TB Beschleunigungsmoment (Synchronisierung), Sperrmoment

(Differential) TK Kupplungsmoment TL Lastmoment TM Motormoment TR Reibmoment, Rutschmoment TS Schleppmoment TZ Öffnungsmoment (Synchronisierung) U Umdrehungen V Verdrängungsvolumen (Ölpumpen) VH Gesamthubvolumen W Widerstandsmoment, Arbeit, aufnehmbare Arbeit, Reibarbeit WA Flächenbezogene (spezifische) Reibarbeit Wb Widerstandsmoment gegen Biegung Wt Widerstandsmoment gegen Torsion

a Beschleunigung, Achsabstand b Formparameter, Ausfallsteilheit, Baulänge, Breite, Kraftstoff-

verbrauch b0 Größenfaktor bS Oberflächenfaktor be Spezifischer Kraftstoffverbrauch bs Streckenverbrauch c Steifigkeit, Absolutgeschwindigkeit cW Luftwiderstandsbeiwert cm Maschinenfähigkeitsindex cp Prozessfähigkeitsindex cs Zahnfedersteifigkeit cu Umfangskomponente der Absolutgeschwindigkeit

XX Bezeichnungen und Formelzeichen

cγ Zeitlich durchschnittlicher Wert der Zahnfedersteifigkeit d Durchmesser e Exzentrizität f Durchbiegung, Frequenz fR Rollwiderstandsbeiwert f (t) Dichtefunktion g Erdbeschleunigung hi Lastschwingspielzahl i Übersetzung, Zylinderzahlhalbierende iA Antriebsstrangübersetzung (vom Motor bis zu den Rädern) iE Endübersetzung iE,A Übersetzung des Achsgetriebes iE,N Übersetzung des Nabengetriebes iE,V Übersetzung des Verteilergetriebes iG Getriebeübersetzung iG,ges Spreizung, Übersetzungsbereich iK Konstantenübersetzung, Kegelscheibenradienverhältnis iS Übersetzung des Anfahrelements j Anzahl der Reibflächen k Exponent der Wöhlerliniengleichung k(ν) Kennwert eines hydrodynamischen Wandlers m Modul der Verzahnung, Masse, Längenmaßstab (Wandler) mF Fahrzeugmasse mn Normalmodul n Drehzahl, Anzahl, Lastspielzahl, Lageranzahl nM Motordrehzahl p Flächenpressung, Druck, Radpaaranzahl, Lebensdauerexponent pme Effektiver Mitteldruck im Zylinder eines Verbrennungsmotors q Steigung q´ Steigung in % r Radius, Redundanzgrad eines Systems rdyn Dynamischer Reifenhalbmesser s Weg, Schaltweg der Schaltmuffe, Rippenabstand sFn Zahnfußdickensehne t Statistische Variable, Zeit t0 Ausfallfreie Zeit tR Rutschzeit, Reibzeit tS Schaltzeit u Zähnezahlverhältnis, Umfangsgeschwindigkeit v Geschwindigkeit, Strömungsgeschwindigkeit vF Fahrzeuggeschwindigkeit vW Windgeschwindigkeit vth Theoretische Geschwindigkeit bei Schlupf S = 0 w Aufgenommene Arbeit x, y, z Koordinaten

Bezeichnungen und Formelzeichen XXI

z Anzahl der Gänge, Anzahl der Reibflächen, Zähnezahl, Anzahl der Lastzyklen

zi Zähnezahl Rad i

∆ Intervall, Differenz ∆S Verschleißweg (Synchronisierung) ∆V Verschleiß (Synchronisierung)

α Eingriffswinkel, Konuswinkel einer Konus-Synchronisierung, Viskositäts-Druck-Koeffizient α0 Anstrengungsverhältnis αSt Steigungswinkel αk Statische Formzahl αn Eingriffswinkel im Normalschnitt β Schrägungswinkel am Teilkreis, Öffnungswinkel der Klauen βk Dynamische Kerbwirkungszahl δ Teilkegelwinkel, Ungleichförmigkeitsgrad Pumpe (Volumen-

strompulsation) ε Gesamtüberdeckung εα Profilüberdeckung εβ Sprungüberdeckung η Wirkungsgrad, dynamische Viskosität ϑ Temperatur λ Leistungsziffer (Wandler, Retarder), Drehmassenzuschlagfaktor λ(t) Ausfallrate µ Momentenverhältnis, Momentenwandlung, Reibwert µA Anfahrwandlung µH Haftbeiwert ν Drehzahlverhältnis, Drehzahlwandlung, kinematische Viskosität ρ Dichte, Ersatzkrümmungsradius σ Normalspannung σD Dauerfestigkeit σH Hertzsche Pressung σb Biegespannung σv Vergleichsspannung τ Torsionsspannung, Drehmomentüberhöhung beim Verbrennungs-

motor φ Stufensprung, Biegewinkel φ1 Grundsprung bei progressiver Stufung φ2 Progressionsfaktor bei progressiver Stufung φth Stufensprung bei geometrischer Stufung ω Winkelgeschwindigkeit

XXII Bezeichnungen und Formelzeichen

Indizes

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

A Angebot, flächenbezogen, Antriebsstrang, Anfahr, Achs AW Abtriebswelle B Bedarf, Brems D Dauer, Dauerfest, Defizit, Direkt E Endübersetzung EW Getriebeeingangswelle, Antriebswelle F Fahrzeug, Zahnfuß G Getriebe, Gelenkwelle H Haft, Haupt, Hauptgetriebe, Hauptwellenrad, Hohlrad,

High (= Schnell) HW Hauptwelle K Kupplung, Konstante Kr Kraftstoff L Luft, Last, Leitrad, Low (= Langsam) L, L1, L2 An Lagerstelle, an Lagerstelle 1, 2 M Motor, Modell N Nabe, Nachschaltgruppe P Pumpe, Pumpenrad, Planetenstufe Q Quer R Rückwärtsgang, Roll, Rutsch, Reib, Rad, Rangegruppe, Rotor

(Retarder) Roll Roll Rot Rotation S Sonnenrad, Splitgruppe, Stator (Retarder), System Sch Schwellend (Festigkeit) St Steigung T Turbine, Treib Ü Überschuss U Umfang V Vorschaltgruppe, Verlust, Versuch VW Vorgelegewelle W Wandler, wechselnd (Festigkeit) Z Zug, Zugbeanspruchung, Öffnung

a Beschleunigung, axial, Größen am Kopfkreis, Austritt, außen ab Abtrieb abs Absolut

Bezeichnungen und Formelzeichen XXIII

an Antrieb ax Axial b Biege dyn Dynamisch e Effektiv, Eintritt ges Gesamt i Innen, Laufvariable i = 1, 2, 3, ..., n i, j An der Stelle i, j id Ideal j Laufvariable k Laufvariable, Kerbwirkung m Mittelwert, Anzahl der Beanspruchungsklassen max Maximal min Minimal n n-ter Gang, Nenn nenn Nenn r Radial red Reduziert rel Relativ res Resultierend spez Spezifisch stat Statisch t Torsion, zeitlich tat Tatsächlich th Theoretisch w Wechselnd, Betriebswälzkreis x, y, z In x-, y-, z-Richtung, um x-, y-, z-Achse z Höchster Gang, Anzahl der Gänge zul Zulässig

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, Neben-abtriebe – 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 „Syste-matik 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. Erreich- bare Steigerung des Gebrauchsnutzens eines Produkts durch zusätzlichen Ent-wicklungsaufwand

Aufgabe eines Fahrzeugschaltgetriebes ist es, das Zugkraftangebot des Antriebs-aggregats fahrzeug-, strecken-, fahrer- und umweltgerecht umzusetzen. Wesentli-che Randbedingungen sind dabei die technische und wirtschaftliche Wettbewerbs-fähigkeit. Das Getriebe bestimmt entscheidend Zuverlässigkeit, Kraftstoffver-brauch, Bedienungsfreundlichkeit, Verkehrssicherheit sowie Fahr- und Transport-leistung von Pkw und Nkw, Abb. 1.3.

Tabelle 1.1. Vergleich Industriegetriebe zu Fahrzeuggetrieben

Getriebe

Gangzahl(vorwärts)

Übersetzung 1. Gang / Spreizung

Leistung

[kW]

Eingangs-moment

[Nm]

Masse

[kg]

Spez. Leistung [kW/kg]

Industrie

1

12,5

12,5

330 2100 680

0,48

100 %

Nkw (AMT)

16

14,1

17,0

397 2600 266

1,49

300 %

Pkw (MT)

6

4,2

5,1

294 500 46

6,39

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. Viel-mehr ist eine allmähliche Evolution gegeben. Sie ist geprägt vom Systemdenken Umwelt ⇔ Verkehr ⇔ Fahrzeug ⇔ Motor/Getriebe und vom Einsatz der Elekt-ronik 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 mög-lichst ideales Umsetzen des Zugkraftangebots des Antriebsaggregats in die Zug-kraft 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 Lebens-dauer. Dabei sind umweltverträgliche und humane Lösungen unverzichtbar.

Die Entwicklung der Fahrzeuggetriebe muss sich immer in den Planungs-horizont 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 Ersatz-teilverfügbarkeit sicherzustellen. Dabei sind die Lebenszyklen der Zukauf-Bau-teile, 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 Entwick-lung 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 Entwicklungsauf-gabe ist dann die Wahl des gesamten zu überdeckenden Übersetzungsbereichs, der „Spreizung“. Zusammen mit der Wahl der Gangzahl z, der Übersetzung der Ein-zelgänge 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 Steig-fähigkeit und die im Lastenheft vorgeschriebene Höchstgeschwindigkeit vmax er-reicht. 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 Kon-struieren unterstützt. Dabei wird in der Konzeptphase eine Funktionsanalyse vor-genommen. 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, Kupp-lungen, 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 einge-gangen. 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 Hard-ware 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 Fahrzeug-getrieben werden im hinteren Teil des Buchs behandelt. Kapitel 14 ist Berech-nungs- und Simulationswerkzeugen gewidmet. Auf den Produktentwicklungs-prozess 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 End-kunden vor allem die Zuverlässigkeit und die Lebensdauer des Gesamtsystems. Methoden zur Planung und Sicherstellung der Qualität sowie dazugehörige Erpro-bungsprogramme 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 Pro-dukte haben. Sie können dann abschätzen, welche Entwicklungsschritte überhaupt noch möglich sind, bzw. welche Technologiehöhe die gegenwärtige Produktent-wicklung 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. Basisinnova-tionen 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 Mesopotamische Vase mit dem v. Chr. Bild eines Wagens 2500 Räder aus zwei halbkreisförmigenv. Chr. Holzscheiben, vermutlich mit Lederriemenbereifung 2000– Stirnräder mit Triebstockverzah- 1000 nung als Antriebselement von v. Chr. Wasserschöpfwerken (Sakie, Abb. 1.10), Schneckenräder für Baumwoll- entkernmaschinen 500 Griechische Gelehrte entdecken v. Chr. die Gesetzmäßigkeiten in der Mechanik 200 Hebel, Kurbel, Walze, Rad, v. Chr. Flaschenzug, Schnecke und Zahnrad sind in Gebrauch 1754 Euler Verzahnungsgesetz für Zahnräder, Evolventenverzahnung1769 Watt Patent auf Dampfmaschine

1784 Watt Wechselgetriebe mit Klauenschaltung 1829 Stephenson Schienenfahrzeug, Dampflokomotive 1877 Otto Patent auf Viertakt- Gasmotor mit Verdichtung 1885 Benz Dreiradwagen mit Antrieb durch Verbrennungsmotor 1897 Bosch Magnetelektrische Zündung 1905 Föttinger Hydrodynamischer Drehmomentwandler 1907 Ford Serienfertigung des Modells T; das Auto als Massenware 1923 Bosch Einspritzpumpe 1925 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, nachzu-zeichnen.

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


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 Kolben-bewegung 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– Erste technische Erfindungen: 500 Rad, Wagen, Zahnrad sind v. Chr. bekannt 1500 Dürer Entwurf eines Selbstfahrwagens 1690 Papin konstruiert eine atmo- sphärische Dampfmaschine mit Zylinder und Kolben 1769 Cugnot Dampfwagen mit Gleichrichtergetriebe 1784 Watt Doppeltwirkende Dampf- maschine mit Drehbewegung und Schwungrad 1800 Trevithick Patent auf Hochdruckdampfmaschine 1801 Trevithick Passagierfahrt eines Dampfwagens 1801 Artamonow Fahrrad aus Metall mit Tretkurbeln 1814 Stephenson Erste Dampflokomotive 1817 Drais Lenkbares Laufrad 1832 Pixii Rotierender Wechselstromerzeuger 1845 Thompson Erfindung des Luftreifens 1862 Lenoir Doppeltwirkende Gaskolben-Kraftmaschine 1866 Siemens Entdeckung des dynamoelektrischen Prinzips und Konstruktion einer betriebs- reifen Dynamomaschine 1877 Otto Patent auf Viertakt- Gasmotor mit Verdichtung 1884 Parsons Patent auf Dampfturbine 1885 Benz Dreiradwagen mit Antrieb durch Verbrennungsmotor 1885 Daimler Motorrad

1886 Daimler/Maybach Vierrädriger Motorkraftwagen 1888 Dunlop Pneumatische Gummibereifung 1889 Maybach-Daimler Stahlradwagen mit offenem 2-Gang-Getriebe 1897 Bosch Gesteuerte elektrische Magnetzündung 1897 Diesel Dieselmotor; Schweröl- motor mit Selbstzündung 1903 Gebrüder Wright Motorflugzeug 1907 Ford Einführung der Fließbandproduktion 1926 Gregoire Gleichlaufgelenk. Das

Tracta-Gelenk öffnet das Tor zum Vorderradantrieb in Großserie 1934 Porsche Projektentwurf des Volkswagens 1935 Opel baut die erste selbsttragende Karosserie für Großserienfahr- zeuge 1959 Vorstellung BMC Mini, der zum Vorbild für Kleinwagen wird 1970 Thyssen Henschel Transrapid Einschienen-Magnetschwebebahn 1979 Mercedes und BMW führen elektronische Motorsteuerung und digitales ABS ein 1980 Frankreich TGV Hochgeschwin- digkeitszüge 1989 Audi führt bei Pkw-Diesel- motoren Direkteinspritzung und Abgasturbolader ein 1992 Nach den japan. führen auch die europ. Fahrzeughersteller Mehr- ventilmotoren in Serie ein 1997 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 Form-schluss der beiden kämmenden Partner durch Holzstifte oder Zähne hergestellt, Abb. 1.10.

Die ersten Getriebezeichnungen stammen aus dem Mittelalter. Fehlende Mo-torkraft 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 Fahrzeugge-trieben. Es ist festzustellen, dass alle wesentlichen Elemente und Konstruktions-prinzipien 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 Bedien-barkeit 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.


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 Doppel-kupplungsgetriebe; i hydrostat. Stufenlosgetriebe mit Leistungsverzweigung; j mech. Stu-fenlosgetriebe 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 Forderung Watts: Bei Dampf- kraftmaschinen zusätzliche Über- setzungen für Straßenfahrzeuge nötig. Watt-Patent: Wechselgetriebe mit Klauenschaltung und Dauerein- griff der Räder, Abb. 1.12 1821 Griffith 2-Gang-Getriebe mit Schieberädern, Abb. 1.12 1827 Pecqueur Erstes Differential in einem Straßenfahrzeug, Abb. 1.121834 Bodmer Planetengetriebe mit festbremsbarem Hohlradkörper mittels Bremsband 1849 Napier/Anderson 2-Gang- Riemengetriebe, Abb. 1.12 1879 Selden-Patent Gekapseltes Schieberadgetriebe mit Rück- wärtsgang und Kupplung, Abb. 1.12 1885 Marcus Konuskupplung für Kraftfahrzeuge 1886 Benz Riemengetriebenes Kegel- rad-Ausgleichsgetriebe, Abb. 1.121889 Maybach-Daimler 4-Gang- Getriebe mit Schieberädern, Abb. 1.13 1890 Peugeot Kompletter Antriebs- strang mit Schieberadgetriebe, Abb. 1.13 1899 Buchet Stufenloses Riemenge- triebe mit axial verstellbaren Kegelscheiben 1899 Krauser/Schmidt Stufenloses Reibradgetriebe mit Kegel- scheiben 1899 Darracq - Léon - Bollée 5-stufiges Riemenwechselgetriebe; „Transmissionsgetriebe“ 1899 Oliverson - Killingsbeck Stufen- loses Riemengetriebe mit axial verstellbaren Kegelscheiben 1900 Reeves-Pulley Stufenloses Keil- riemengetriebe mit Schubgliedern und axial verstellbaren Kegel- scheiben 1900 Léo 3-Gang-Getriebe mit Stirn- klauenschaltung, integriertem Differential und Kettentrieb als

Rückwärtsgang 1900 Lang 3-Gang-Stufengetriebe mit Rädern im Dauereingriff und Ziehkeilschaltung 1900 Diamant Speed Gear Company Schrägverzahntes Getriebe 1905 Pittler Hydraulisches Antriebs- system mit Hydropumpe und Hydromotor 1906 Renault Pneumatisches Getriebe mit Kolbenverdichter und Kolbenmotor 1906 Didier Zweistufiges Planetenrad- getriebe mit Schaltung über Bremsband und Kupplung des Planetengetriebes über Reib- scheiben-Stirnkupplung 1907 Renault Hydrostatisches Getriebe mit Axialkolbenpumpe und -motor 1907 Ford Fließbandproduktion des Modells T mit Zweigang- Planetengetriebe 1915 ZF-Soden-Getriebe 4-Gang-All- klauengetriebe mit Dauerein- griffsrädern, mit Vorwahlschal- tung und mit Synchronisierhilfen 1925 ZF Nkw-Einheitsgetriebe mit geradverzahnten Schieberädern 1925 Rieseler Entwurf eines automatischen Pkw-Getriebes mit hydrodynamischem Wandler und Planetenräderteil 1926 Cotal 3-Gang-Planetengetriebe mit automatisierter Schaltung über drei Elektrokupplungen 1928 Entwicklung des TRILOK- Wandlers als Voraussetzung für moderne hydromechanische „konventionelle“ Automatgetriebe 1928 Maybach Schnellgang-Zusatz- getriebe zum Senken der Motor- drehzahl; Schaltung mittels Über- hol-Stirnklauen; geschliffene schrägverzahnte Räder zur Erhöhung der Laufruhe 1929 ZF Aphon-Getriebe Schrägver- zahntes 4-Gang-Getriebe mit Lamellen-Synchronisierung


Tabelle 1.4. (Fortsetzung)

1931 DKW F1 mit angetriebenen Vor- derrädern. Quer eingebauter 2-Zylinder-2-Taktmotor 1932 Wilson-Getriebe Mehrstufiges Planetenkoppelgetriebe mit identischen Hohlrädern, die abwechselnd mittels Brems- bändern gegen das Gehäuse festgelegt werden 1934 ZF Allsynchrongetriebe 4-Gang- Getriebe, schrägverzahnt, alle Gänge synchronisiert 1939 General Motors Hydramatic- Getriebe Erstes konventionelles Automatgetriebe in Serie: 13 Mio. Stück; hydrodynamische Kupplung, 4-Gang-Planetengetriebe 1939 ZF 4-Gang-Getriebe, schrägver- zahnt, Prototypen mit elektromagnetischer Lamellenkupplungen 1940 Franke Patent auf Doppel- kupplungsgetriebe 1948 General Motors Dynaflow- Getriebe mit Polyphase-Wandler und 2-Gang-Ravigneaux- Planetenradsatz 1950 ZF AK6-55 6-Gang-Nkw- Getriebe, alle Gänge mit Klauen- schaltung 1950 Packard Ultramatic-Getriebe Konvent. Automatgetriebe mit Wandlerüberbrückungskupplung, 2-stufigem 2-Phasen-Wandler und 2-Gang-Planetengetriebe 1950 Van Doorne „Variomatic“ Stufenloses Keilriemengetriebe mit axial verstellbaren Kegel- scheiben (Durchmesserverstel- lung!) in Serie 1952 Borg-Warner „Warner-Gear“- Getriebe Konventionelles Auto- matgetriebe mit TRILOK- Wandler und 3-Gang- Planetenradsatz 1953 Borgward Automatgetriebe mit Wandler und 3-Gang-Stirnrad- stufengetriebe mit elektro- hydraulischer Schaltung

1953 ZF Hydromedia-Getriebe für Busse: 3-Gang-Getriebe, mit Wandler und hydraulisch betätig- ten Lamellenkupplungen 1957 ZF S 6-55, 6-Gang-Nkw- Getriebe, erstes vollsynchronisiertes Nkw-Getriebe 1958 Smith Magnetpulver-Doppel- kupplung mit nachgeschaltetem 3-Gang-Stirnradstufengetriebe und elektrisch betätigten Klauen- kupplungen 1961 Daimler Benz 4-Gang-Automat- getriebe in 2-Gruppen-Bauart mit hydrodynamischer Kupplung 1962 Eaton 9-Gang-Nkw-Getriebe mit Leistungsteilung auf zwei Vor- gelegewellen zwecks kürzerer Bauweise 1965 ZF 3 HP 12, 3-Gang-Automat- Getriebe für Pkw: Wandler ohne Überbrückungskupplung, 3-stufiger Planetenradsatz und hydraulische Steuerung 1967 VW Halbautomatik-Getriebe mit Wandlerschaltkupplung und nachgeschaltetem 3-Gang-Stufen- getriebe 1970 ZF 5K/S 110 GP, 9-Gang-Nkw- Getriebe (1+4x2) klauengeschaltet oder synchronisiert und Nach- schalt-Rangegruppe in Planeten- bauweise 1970 Verschiedene Firmen entwickeln für Nkw ein Wandlerschalt- kupplungsgetriebe mit Wandler- überbrückungskupplung und nachgeschaltetem 6- bis 8-Gang- Stufengetriebe 1971 Sundstrand „Responder“ Hydro- statisches Nkw-Getriebe mit Leis- tungsverzweigung über Planeten- radsatz in Serie 1972 Turner Nkw-Getriebe mit Ab- triebskonstante und Synchronisie- rungen auf der Vorgelegewelle zur Erhöhung der Lebensdauer

14 1 Einführung


1975 Van Doorne Stufenlosgetriebe für Pkw mit Stahlglieder-Schubkette, axial verstellbaren Kegelscheiben 1978 Pkw-5-Gang-Getriebe mit ver- größerter Spreizung zur Senkung des Kraftstoffverbrauchs 1979 ZF Ecosplit 16-Gang-Nkw- Getriebe mit integrierter Vor- schalt-Split- und Nachschalt- Rangegruppe 1980 TRILOK-Wandler mit Über- brückungskupplung in Pkw- Automatgetrieben 1983 Eaton/Fuller TwinSplitter 12-Gang-Nkw-Getriebe mit 4-Gang-Hauptgetriebe und 2 Nachschalt-Splitgruppen 1985 Porsche Wiederentdeckung des Doppelkupplungsprinzips als Automatgetriebe für Pkw 1987 ZF Teilautomatisierung für Nkw- Getriebe, AVS Automatische Vorwahlschaltung 1989 Porsche Automatgetriebe mit Tippschaltung und adaptiven Schaltstrategien 1990 Konventionelle Automatgetriebe mit Wandler, Überbrückungs- kupplung, 5 Gängen und elektro- hydraulischer Schaltung in Serie 1991 Entwicklung alternativer Trieb- strangkonzepte wird wieder for- ciert: Elektro- und Hybridantriebe

1996 Fendt Vario hydrostatisches leistungsverzweigtes Stufenlos- getriebe mit 2 Fahrbereichen für Traktoren 1998 Getrag automatisiertes 6-Gang- Pkw-Getriebe in Gruppenbau- weise für Smart-Kleinwagen 1998 ZF AS-Tronic vollautomatisiertes Nkw-Getriebe mit 12 oder 16 Gängen in 2-Vorgelegewellen- bauweise 1999 Audi Multitronic Stufenlos- getriebe in Großserie. Zug- gliederkette und nasse Anfahr- kupplung 1999 VW 6-Gang-Pkw-Handschalt- getriebe für Frontquereinbau 2000 Toyota bringt mit dem Prius 1 den Hybridantrieb in Großserie 2001 ZF 6-Gang-Pkw-Automatgetriebe für Standardantrieb 2002 Aisin 6-Gang-Pkw-Automat- getriebe für Frontquereinbau 2003 VW Doppelkupplungsgetriebe mit 6 Gängen für Frontquereinbau 2003 Mercedes-Benz 7-Gang-Pkw- Automatgetriebe für Standard- antrieb 2005 Getrag automatisiertes 7-Gang- Handschaltgetriebe für BMW M5 2006 Aisin 8-Gang-Pkw-Automat- getriebe 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 Rä-dern, Abb. 1.12, patentieren. Das Wechselgetriebe war geboren. Der eigentliche Straßenfahrzeugbau beginnt erst mehrere Jahrzehnte später. Die Dampfwagen-bauer 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 preis-werte Lösung bis ins 20. Jh. hinein vielfach Verwendung fand. Pecqueur gelingt es 1827, die unterschiedlichen Raddrehzahlen bei Kurvenfahrt über ein Differen-tial auszugleichen.


Abb. 1.12. Frühe Bauelemente und Getriebe für Fahrzeuge

16 1 Einführung

Abb. 1.13. Fahrzeuggetriebe aus der Anfangszeit des Automobils

Bodmer entwirft 1834 ein teilweise lastschaltbares Planetengetriebe. Die Über-setzungsänderung 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 Kom-plexität nicht durchsetzen. Der 1905 für Schiffsantriebe erfundene hydrodynami-sche Föttinger-Wandler, Tabelle 1.6, findet allerdings erst um 1925 für Kfz-Antriebsstränge Beachtung.

Eine wichtige Weiterentwicklung stellt der direkte Gang dar. Benz erschuf damit das bis heute noch gültige klassische Vorgelegegetriebe mit koaxialem An- und 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 gestuf-ten 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 Motor-drehzahl sind jetzt vorrangige Entwicklungsziele. Ein weiterer wichtiger Entwick-lungsgedanke 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-Soden-Getriebe 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


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 ver-bessern. Zur gleichen Zeit entstand das laufruhige 4-Gang-ZF-Aphon-Getriebe, dessen obere drei Gänge über Lamellen synchronisiert wurden. Beim ZF-Allsynchron-Getriebe für Pkw (1934) waren bereits alle Vorwärtsgänge mit Konus-Synchronisierungen ausgestattet.

Die letzten augenfälligen Änderungen in ihrer Bauform bei unveränderter Bau-art 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 aufge-geben und Motor, Getriebe und Differential zu einem Block zusammengefasst. Ab etwa 1978 setzten sich für Pkw aus Gründen der Kraftstoffersparnis 5-Gang-Stufengetriebe mit vergrößerter Spreizung und feinerer Übersetzungsstufung durch. Etwa 10 Jahre später werden in Sportfahrzeugen mit Längsmotor und Hin-terradantrieb 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 Pkw-Handschaltgetrieben weit verbreitet.

Bedienungserleichterungen bis hin zum automatischen Schalten sind eine eige-ne 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 geöff-net. 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 Fahr-zeug mit fußbetätigter Kupplung wesentlich erhöht. 1967 stellt VW ein teilauto-matisiertes 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 Grund-konzept 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 hydro-dynamischem Wandler und nachgeschaltetem Planeten-Stufen-Getriebe. Er kon-struierte damit ein Getriebe, dessen wesentliche Teile, Wandler mit über Kupp-lungen 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, be-stehend aus hydrodynamischem Wandler (z.T. auch Kupplung), 3-bis 4-stufigem Planetenradsatz und hydraulischer Steuerung, begannen sich ab 1939 durchzuset-zen. 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 errei-chen 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 last-schaltbares 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 ähnli-che Konzept mit Planetengetriebe und vorgeschalteter Strömungskupplung. Im Zuge der Kraftstoffeinsparung wurden diese Automatgetriebe ständig weiter-entwickelt. Die schlupfgeregelte Wandlerüberbrückungskupplung sowie Getriebe bis zu 8 Gänge zur Vergrößerung der Spreizung und zur besseren Übersetzungs-anpassung wurden Standard.

Mit der Konkurrenz der Doppelkupplungsgetriebe wird ab etwa 2003 bei kon-ventionellen 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 Gummikeil-riemen 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


Stahlband, auf das die Schubglieder aufgeschoben werden, die mit den Keil-riemenscheiben 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 beacht-lichen 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 Fahr-zeugsegment 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 Auto-bahnnetz 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-Gang-Getriebe. 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 Gruppenbau-weise ausgeführt, siehe Kapitel 6.

Die Synchronisierung von Nkw-Getrieben hat sich wegen Lebensdauer- und Kostenproblemen zunächst nicht so durchgesetzt wie bei Pkw-Getrieben. Wäh-rend 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 mit-tels Motor wird der Gang, von einer Elektronik gesteuert, genau dann eingerückt, wenn Gleichlauf am zu betätigenden Schaltelement vorliegt. Die Elektronik über-nimmt auch Gas geben bzw. Gas wegnehmen beim Schalten. In kritischen Situati-onen, z.B. im Gefälle oder am Berg, kann es vorkommen, dass die Drehzahl-angleichung 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 Wandler-schaltkupplungsgetrieben eine Teilautomatisierung von Nkw-Getrieben zu errei-chen, Abb. 1.11d. Die Kombination eines Wandlers mit einer konventionellen

20 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 durch-gesetzt. 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 Nutz-fahrzeuge in Europa die vollautomatisierten Schaltgetriebe durchgesetzt. Bei ihnen ist sowohl der Anfahrvorgang als auch der Gangwechsel komplett auto-matisiert. 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 Stadt-Verteilerfahrzeuge, 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 Leistungs-verzweigung über Planetengetriebe einzusetzen, hatten keinen Erfolg. Stattdessen haben leistungsverzweigte hydrostatische Stufenlosgetriebe ab etwa 1996 Serien-verbreitung 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 anneh-men, 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 zeit-genössische Zeichnungen festgehalten. Besonders der Mühlen- und der Berg-


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 Verzahnungs-lehre. Euler, Willis und Reuleaux setzten dieses Werk fort. Das von Saalschütz 1870 endgültig ausformulierte Verzahnungsgesetz lautet:

Die Gleichförmigkeit der Bewegungsübertragung zwischen zwei käm-menden 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-zeichne-rischem Wege war die Voraussetzung der maschinellen Verzahnungstechnik. Für die industrielle Zahnradherstellung war die Entwicklung der Wälzverfahren bahn-brechend, 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 Zahn-radpumpen, beliebige Zahnformen erzeugen, die aber dem Verzahnungsgesetz genügen.

Als Zahnradwerkstoffe fanden anfangs Vergütungsstähle Verwendung. Die Leistungssteigerung bei gleichzeitiger Gewichtsminimierung machte bald einsatz-gehärtete 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 Triebstockver- 1000 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 Astrono- mische 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 Kraft- moment“, Prinzip der virtuellen Geschwindigkeiten, Prinzip der unabhängigen Überlagerung von Bewegungen, Prinzip des potenziellen Hebels 15. Jh. Zahnräder für Bewegungs- übertragung in Windmühlen 1639 Désargues Zykloidisch profilierte Zahnräder

22 1 Einführung


1694 De La Hire Begründer der wissenschaftlichen Verzahnungs- lehre, Punktverzahnung: Zähne gepaart mit Punkten oder Zapfen, Wälzkreise 1733 Camus Paarverzahnung, Zähne gepaart mit Zähnen, Zykloiden- verzahnung 1754 Euler Evolventen-Verzahnung 1765 Euler Krümmungsmittelpunkte 1780 Wasborough/Pickard Schubkurbelgetriebe 1820 Axial-Kugellager mit Käfig als Lager für Möbelrollen 1820 Tredgold Begründung der Zahnradberechnung auf Festigkeit 1850 Willis Zahnradsystematik: Modul: Kombinierbarkeit jeglicher Zahnräder gleichen Moduls 1856 Schiele Wälzfräsverfahren durch Einfügen von Teilrädern anwend- bar 1857 Anwendung und Verbreitung von Wälzlagern im Fahrradbau. Erstes patentiertes Konuslager 1865 Reuleaux Beschreibung des Ver- fahrens der „allgemeinen Verzahnung“ 1869 Surirey Kugellager 1872 Wagen-Thorn Wälzhobelver- fahren 1876 Reuleaux Eingriffslinie 1881 Hertz Theorie der Berührung und Pressung fester elastischer Körper: Hertzsche Pressung 1882 Bilgram Erfindung der Kegelradherstellung 1883 Petroff/Tower/Reynolds Hydrodynamische Schmierfilm- theorie in Gleitlagern 1885 Marcus Konuskupplung für Kraftfahrzeuge, Abb. 1.12 1887 Grant Wälzhobelverfahren für Schrägverzahnungen 1890 Sachs Patent auf Präzisions- Fahrradnabe 1895 Maybach Kulissenschaltung für Fahrzeuggetriebe; Zusammen-

fassung der Gänge in „Gassen“ 1897 Pfauter Universelle Räderfräs- maschine für Stirn-, Schnecken- und 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 Sperr- synchronisierung 1938 Simmer Patent für Radial- wellendichtring 1956 Fichtel & Sachs Saxomat Elektrisch gesteuerte halbautomatische Kupplung kombiniert aus Fliehkraftanfahrkupplung und mit Unterdruck betätigter Schalt- kupplung 1955 Novikov Kreisbogen-Verzahnung für ungehärtete Stirnräder 1982 Getriebesteuerung von Automat- getrieben mit Mikroprozessor 1983 Freie Zahnformen nach dem Ver- zahnungsgesetz durch numerisch gesteuerte Verzahnungsmaschinen 1997 Mercedes-Benz & Siemens fassen beim Automatgetriebe W5A 180 elektronische Getriebesteuerung, Aktuatorik, Sensorik und Hydrau- lik zu einer Mechatronik zusammen und bringen sie innerhalb des Getriebes unter >2000 System- und Informationsver- netzung der Komponenten von Fahrzeugen


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 Fahr-zeuggetrieben auf dem sehr dynamischen Feld der Elektronik, Software, der Funk-tionsentwicklung 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 Bau-teilen 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 Wand-ler 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 hydro-dynamischen 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 Kraft-maschine (Pumpe) und Arbeitsmaschine (Turbine) erkannt und zunächst theore-tisch entwickelt.

So dauerte es fast zwei Jahrzehnte, bis erstmals versucht wurde, Föttinger-Wandler und -Kupplungen für ein Fahrzeuggetriebe zu verwenden. Der Trilok-Wandler 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 An-triebsmoment sinkt, das Leitrad frei mit. Der Wandler wird zur Kupplung und kann damit den hohen Wirkungsgrad der Strömungskupplung im hohen Drehzahl-bereich ausnutzen. Diese Kombination hat sich in den konventionellen Automat-getrieben 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 Technolo-gie zur Großserienfertigung von hydrodynamischen Kupplungen und Dreh-momentwandlern 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 Turbinentorsionsdämpfer- oder 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 Dampfturbine beginnt Dampf- maschine abzulösen. Für Schiffs- antriebe wird zwischen Turbine und Propeller ein umsteuerbares Untersetzungsgetriebe ca. 1:4 für mehrere 1000 PS Leistung be- nötigt 1902 Föttinger erhält von der Stettiner „VULCAN“-Werft, bei der er be- schäftigt ist, den Auftrag, dieses Problem zu studieren: die größten Zahnradgetriebe leisten nur 400 PS 1905 Am 24.6. Patentschrift Föttingers mit dem Kerngedanken: hydrodynamische Kraftübertragung. Zur Verringerung der Verluste Inte- gration von Pumpe und Turbine: DRP Nr. 221422 1910 DRP Nr. 238804 auf hydrodynamische Kupplung = Wandler ohne Leitrad 1917 Zahnradgetriebe holen auf und verdrängen Wandler in der Schiff- fahrt. Bedeutung der hydrodynamischen Kupplung nimmt aber weiter zu 1925 Rieseler, ein Mitarbeiter von Föttinger, baut und erprobt ein automatisches Pkw-Getriebe mit hydrodynamischem Wandler und Planetenräderteil 1928 Die TRILOK-Arbeitsgemeinschaft in Karlsruhe (Spannhake, ein früherer Mitarbeiter Föttingers, Kluge und van Sanden) entwik- keln 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 1939 General Motors entwickelt das

erste in Serie (10 Mio. Stück) gebaute vollautomatische Auto- mobilgetriebe: das Hydramatic mit hydrodynamischer Anfahr- kupplung 1948 Dynaflow-Getriebe von GMC mit vierphasigem hydrodynamischem Wandler 1955 Borgward baut das erste automatische Seriengetriebe in Deutschland mit hydrodynamischem Wandler und nachgeschaltetem 2-Gang- Getriebe 1961 Erste Daimler-Benz-Eigenent- wicklung: hydrodynamische Kupplung mit nachgeschaltetem Viergang-2-Gruppen-Planeten- getriebe 1965 3 HP 12 der Zahnradfabrik Friedrichshafen AG: Trilok- Blechwandler mit nachgeschaltetem 3-Gang-Ravigneaux- Planetenradsatz 1965 Trilok-Wandler mit Überbrük- kungskupplung für Nutzfahrzeug- Wandlerschaltkupplungsgetriebe. Pumpe in Guss-, Turbine in Blechausführung 1980 Trilok-Wandler mit Überbrük- kungskupplung für Pkw-Automat- getriebe 1994 ZF Schlupfgeregelte Wandler- überbrückungskupplung (GWK) im Pkw-Getriebe 5 HP 30, Über- brückung auch in den unteren Gängen 1996 LuK Turbinentorsionsdämpfer, Schließen der Wandlerkupplung bei niederen Motordrehzahlen 2006 ZF-Sachs Zweimassendämpfer- Wandler (ZDW) zur breitban- digen Filterung der Motor- anregung


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 Bei-spiele.

Als Beispiel für die historische Entwicklung sei hier nur das Phänomen Rei-bung 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 Getriebe-wirkungsgrads 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 Reuleaux Erste Rechenansätze zur Bestimmung der Reib- leistungsverluste 1883 Ernst Verluste bei Stirnrädern und Schrauben ohne Ende 1886 Lewis Wirkungsgradmessung bei Schneckengetrieben 1911 Rickli/Grob Verlustmessung bei Getrieben mit einem Ver- spannungsprüfstand. Messwert ist unmittelbar der Verlust und nicht mehr die Ein- und Aus- gangsleistung 1946 Hofer Durch Messungen abge- stützte Näherungsformel für die Berechnung des Wirkungsgrads einer Zahnradstufe 1954 Niemann entwickelt eine Formel zur Berechnung des Wirkungs- grads

1

1

711

1

ziiη

PPη V

±−=

−=

1960 Niemann, Ohlendorf Systematische Versuche und Be- rechnungsansätze zur Bestim-

mung der Getriebeverluste. Verzahnungsverluste im Misch- reibungsgebiet (Verlustleistung durch Festkörperreibung); Angaben über Plansch- und Lagerverluste 1965 Hill behandelt den Zusammen- hang zwischen Verzahnungs- geometrie und Wirkungsgrad; er berechnet den Getriebewirkungs- grad bei konstantem mittlerem Reibwert 1967 Lechner Die Fresstragfähigkeit bei Stirnrädern aus Stahl. Erwär- mung von Zahnrädern. Untersu- chung des Phänomens des Fress- verschleißes abhängig von Ver- zahnungsgeometrie und Betriebs- bedingungen 1971 Duda Detaillierte Analyse der Einflüsse der Zahngeometrie auf den Wirkungsgrad 1972 Schouten Wälzgleitvorgang als elastohydrodynamisches Problem 1975 Rodermund Elastohydro- dynamische Schmierung bei Evolventenzahnrädern. Verluste mit entlang der Eingriffsstrecke veränderlichem Reibwert

26 1 Einführung


1980 Lauster Untersuchungen und Berechnungen zum Wärmehaus- halt mechanischer Schaltgetriebe 1982 Walter Untersuchungen zur Tauchschmierung von Stirnrädern bei Umfangsgeschwindigkeiten bis 60 m/s 1985 Funk Wärmeabfuhr bei Getrieben unter quasistatischen Betriebs-

Bedingungen 1988 Mauz Hydraulische Verluste von Stirnradgetrieben bei Umfangs- geschwindigkeiten bis 60 m/s 1990 Greiner Untersuchungen zur Schmierung und Kühlung ein- spritzgeschmierter Stirnrad- getriebe

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 Schiebe- oder Dauereingriffsrädern.

Ca. 1884 bis 1914 Ringen um das richtige Prinzip der Drehmoment-/Drehzahl-wandlung. Neben Zahnradgetrieben werden die verschie-densten 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 Leis-tungsdichte 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 Schalt-freundlichkeit (Synchronisierungen, konventionelle Auto-matgetriebe, Schaltungen ohne Zugkraftunterbrechung, Teil-automatisierung mit elektronisch gesteuerten Schalthilfen) weiterentwickelt. Die Anzahl der Gänge und die Getriebe-spreizung nehmen laufend zu. Die Massenmotorisierung ist ein wesentlicher Treiber bei der Entwicklung von Bedie-nungserleichterungen für Pkw.

Ca. 1980 bis heute Schwerpunkt der Weiterentwicklungen sind auf die Anwen-dung zugeschnittene, „individuelle“ Lösungen, siehe auch Kapitel 2.5 „Trends bei den Getriebebauarten“. Die Bau-artenpalette der Getriebe ist stark aufgefächert. Bei Pkw-


Getrieben konkurrieren alternative Getriebebauarten: Hand-schaltgetriebe, Automatisierte Schaltgetriebe, Doppelkupp-lungsgetriebe, Automatgetriebe, Stufenlosgetriebe und Hyb-ridantriebe. Stufengetriebe haben 5–8 Gänge. Die Allrad-technik gewinnt an Bedeutung. Bei Nkw haben Stufen-getriebe 6–16 Gänge und möglichst große Spreizungen. Im Segment der schweren Nutzfahrzeuge haben sich in Europa die Automatisierten Schaltgetriebe durchgesetzt. Damit er-reichen auch Nkw einen hohen Bedienkomfort und sind von jedermann fahrbar. Wesentliche Innovationen bei Pkw- und Nkw-Getrieben laufen auf dem Feld der Elektronik, Soft-ware, 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 Zusammen-hang 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 Lebens-qualität steigern, so ist dies nur anfänglich auch für die Lebensqualität der Gesell-schaft 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 Be-dürfnissen alle anderen Komponenten an Bedeutung weit überwiegt, ist eine Systemoptimierung nicht unbedingt gleichzusetzen mit einer Optimierung der Transportleistung. Der am Verkehr aktiv teil-nehmende 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. Kom-plexere menschliche Kriterien wie Annehmlichkeit der Reise, Befrie-digung der Reisenden und besonders die Umweltbelastung sollten Priorität erlangen. Für den Güterverkehr bleiben jedoch die öko-nomischen 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 Transport-leistung, 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 Gesellschafts-ordnung. Der Individualverkehr ist stochastisch; er ist nicht determinierbar und unterwirft sich keiner Planwirtschaft. Öffentliche Verkehrsmittel sind deter-minierbar. Ihr Einsatz kann geplant werden.

Nach Helling [2.9] lassen sich für den Straßenverkehr Situationen und Entwick-lungsziele skizzieren, wenn man ihn nach Abb. 2.3 als Black-Box betrachtet und Aufwand und Ergebnis einander gegenüberstellt. Diese vereinfachte Betrach-tungsweise 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 Werkzeug-maschinenindustrie.

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


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 Lebens-qualität 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]


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 Grund-bedürfnis 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! Umweltschädi-gung und drohender Verkehrsinfarkt schrecken niemanden ab. Der Mobilitäts-wunsch 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]


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 Gesamt-deutschland 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]


Selbst bei intensiver Förderung der Massenverkehrsmittel wird der Bedarf an Kraftfahrzeugen vor allem in den Ländern Osteuropas und in Asien voraussicht-lich noch ansteigen, allerdings nicht in dem Maß wie bisher in den Industrie-ländern. Es ist daher wichtig, dass die dorthin zu exportierenden und die dort pro-duzierten 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 auf-grund 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 unter-scheidet 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 Bevölke-rungszunahme, 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.


Tabelle 2.1. Messgrößen für die Verkehrsleistung


Die unterschiedlichen Verkehrsmittel wie Kraftfahrzeug, Eisenbahn, Kanalschiff-fahrt oder Rohrleitungen können nach Zweck und Technologie in Transport-systeme 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 aus-reichender Leistung fehlt.

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


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 Entfer-nungen im Personennahverkehr sind Pkw und Taxi die zeitgünstigsten Verkehrs-mittel.

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 Reise-zeiten als Pkw oder Taxi.

Abb. 2.12. Reisezeiten im Personennahverkehr [2.9]


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 Überlegun-gen 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 schnei-det die Bahn besonders günstig ab, gefolgt vom Nkw. Die Pipeline liegt hier un-günstig.

Interessant ist ein Vergleich des spezifischen Transportstroms. Er gibt an, wie gut die Transportanlage bezogen auf die von ihr benötigte Querschnittsfläche aus-genutzt 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 dar-gestellt. Das Verhältnis Gesamtgewicht zu Nutzlast ist bei der Pipeline am güns-tigsten. Es folgen Binnenschiff, Eisenbahn und Nkw. Demgegenüber liegt das Flugzeug deutlich ungünstiger.

Der Nkw trägt die Hauptlast an der jährlichen Verkehrsleistung im Güter-verkehr, Abb. 2.16. Bahn und Binnenschiff liegen deutlich darunter. Die Ver-kehrsleistung 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 Eigen-schaften Zielreinheit, Schnelligkeit und Wirtschaftlichkeit sowie Just-in-Time-Anlieferung an die Montagebänder begründet. Eine Bewertung von Transport-systemen ist nach der Befriedigung der Transportbedürfnisse, der Umweltfreund-lichkeit und nach der Energieeinsparung vorzunehmen.


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 Schienen-verkehr ist hier gegenüber dem Straßenverkehr benachteiligt. Das Just-in-Time-System bei der Zulieferung und damit die Nutzung der Straße als billige Lager-halle ist auf die Dauer volkswirtschaftlich nicht tragbar. Der Verkehrsinfarkt wird dadurch gefördert.

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


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 Transport-konzepte überlegt. Dabei unterscheidet man Nahverkehrsmittel zur Bewältigung des Massenverkehrs in städtischen Ballungsgebieten und Hochleistungs-Schnell-bahnen zur Entlastung der Fernstraßen im Fernverkehr. Vorentwicklungen solcher Konzepte, z.T. unter Verwendung neuer Technologien, wie Magnet- oder Luft-kissen-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] durch-gesetzt, welches im Dezember 2003 in Shanghai den kommerziellen Betrieb auf-genommen 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, inter-national koordiniert sein. Ihre Einführung hängt vom Gesetzgeber und von ihrer Akzeptanz durch den Markt ab.

Fahrzeuge und Transportsysteme konventioneller und neuer Art für den Nah-verkehr 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]

Benutzung Führung Individuell Bei Bedarf Nach Plan

Frei Pkw Nkw

Motorrad

Taxi Demand-Bus Linienbus

Dual Mode Automatisierte Autobahn Dual-Mode-Taxi Dual-Mode-Bus

Spurgebunden Transportband Kabinentaxi Eisenbahn Dem Bus wird wegen seiner flexiblen Einsatzmöglichkeit, seinen geringen Inves-titionskosten 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 Ent-wicklung 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 Fahr-bahnen 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 Kleinbus-se, 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 tech-nik-, sondern müssen auch marktorientiert sein. Fahrzeuge und Fahrzeuggetriebe werden zyklisch entwickelt und haben eine relativ hohe Produkt- und Produktions-lebensdauer. 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 lang-fristig beurteilen können. Dazu ist neben einer kontinuierlichen Beobachtung des


Markts und der Technikentwicklung auch die Projektierung, Durchführung und Analyse „Futuristischer Projekte“ nötig. Fehlentscheidungen bei der Produkt-entwicklung 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: Kraftwagen, der nach seiner Bauart und Einrichtung hauptsächlich zum Transport von Personen bestimmt ist und maximal 9 Sitzplätze hat.

Nkw: 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 zusam-men.

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 ver-schiedener Hersteller zur Auswahl. Das Spektrum der Getriebearten ist bei Nkw so weit gestreut wie das Spektrum der Einsatzfälle, Abb. 2.18.


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


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


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 unsyn-chronisierten Klauengetriebe zugemutet. Dies gilt auch in vielen Entwicklungs-ländern, 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 Pkw-Getrieben 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 Ge-triebekomponenten Zahnrad und Synchronpaket abschätzen. Für Pkw-Synchron-getriebe wurden in Europa 2004 ca. 240 Mio. Zahnräder und 46 Mio. Synchron-pakete 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 Kraftfahr-zeugs 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 über-nehmen 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 produ-ziert.

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

Exp

ort

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

Impo

rt

Gesamt 2,17 2,27 2,40 2,28 2,30 2,15 2,22 2,19


Tabelle 2.4. Einige freie Hersteller von Kraftfahrzeuggetrieben nach Stammsitz

Pkw Nkw

mechanisch Automat mechanisch Automat

EU

- Getrag - ZF

- ZF - General Motors

- ZF

- ZF - Voith

USA

- Transmission Technologies Corp. (TTC)

- Eaton

- Allison - Eaton - Twin Disc

Japa

n - Aichi - Aisin - Fuji Univance

- Aisin - Jatco

- 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 Entwick-lungsstrategien 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 Nkw Entwicklungsphase Synchron-

getriebe Automat-getriebe

Synchron- u. Klauengetr.

Automat-getriebe

Konzeptphase 4 5 6 9

Entwurf u. Ausarbeitung 5 7 6 12

Prototypenfertigung 6 9 9 12

Erprobung 12 12 15 15

Entwicklung z. Serienreife 9 15 12 18

Σ Monate 36 48 48 66

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 wich-tig, 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 nach-folgenden Kapitel.

Unter dem Themenbereich „Fahrzeuggetriebe“ werden in diesem Buch alle Komponenten der Baugruppe Antriebsstrang mit Ausnahme des Motors zusam-mengefasst, Abb. 2.19.

Bei der Entwicklung von Fahrzeuggetrieben ist zwischen Größen zu unter-scheiden, 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


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 Ein-teilung 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 Personen-kraftwagen (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 Nutzkraft-wagens. 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

Leistung P < 75 kW

Leistung P > 75 kW Pkw

Transporter < 3,5 t

Leichte Lkw: zul. Gesamtgewicht < 7,5 t

Mittelschwere Lkw: zul. Gesamtgewicht < 16 t Lkw

Schwere Lkw: zul. Gesamtgewicht > 16 t

Stadt-Linienbus

Überland-Linienbus

Kombi-Bus

Nkw

KO

M *

)

Reisebus

Ackerschlepper

Baumaschinen

Sonderfahrzeuge

Stra

ßene

insa

tz (O

n-R

oad)

Bau

stel

lene

insa

tz (O

n-/O

ff-R

oad)

Gel

ände

eins

atz

(Off

-Roa

d)


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 Ket-tenfahrzeuge oder überschwere, auf Normalstraßen nicht zugelassene Sonder-fahrzeuge, wie beispielsweise Deponie- oder Grubenfahrzeuge.

2.3.2 Warum brauchen Fahrzeuge Getriebe?

Fast alle der heute im Einsatz befindlichen Kraftfahrzeuge werden von Ver-brennungsmotoren mit zyklischer Verbrennung angetrieben, die entweder nach dem Otto- oder Dieselverfahren arbeiten. In Abschn. 3.3 werden die leistungs-bestimmenden 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 Ver-brennungsmotor aber drei prinzipbedingte Nachteile:

• Anders als Dampfmaschinen oder Elektromotoren kann der Verbrennungs-motor 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 Zug-krafthyperbel FZ,Ae berechnen

vmax

,PF AidZ = , bzw. gesAeZ ηPF

vmax

, = . (2.1)

Läge also die Volllastleistung Pmax des Motors über dem gesamten Drehzahl-bereich 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 deut-lich. Der gesamte, in Abb. 2.20a schraffiert dargestellte Bereich, ist ohne zusätz-


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 Fahrzu-stände, 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 Übersetzungs-bereich, die Zugkrafthyperbel als Zugkraftkennlinie realisieren.

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


Der zweite, prinzipbedingte Nachteil von Verbrennungsmotoren, ihr Antriebs-drehmoment 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 Motor-betriebspunkte einzustellen, wird in Kapitel 5 „Zusammenarbeit Verbrennungs-motor – Getriebe“ eingehend behandelt.

2.3.3 Haupt- und Nebenfunktionen von Fahrzeuggetrieben, Anforderungsprofil

Um den Getrieben in ihrer Funktion als Mittler zwischen Motor und Antriebs-rädern gerecht zu werden, ist es aus konstruktionsmethodischen Gründen zweck-mäßig, Getriebe und Anfahrelement, d.h. den gesamten Ablauf der Drehzahl-Drehmomentwandlung inklusive Gangwechsel und Anfahren, in einer funktionel-len 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 Fahrzeug-getriebes 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 Fahr-zeuggetriebe lassen sich folgenden Gruppen zuordnen:

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


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 auf-gestellten Anforderungsprofil können konstruktiv oder wirtschaftlich bedingte Zielkonflikte erkannt und aufgrund der zugeordneten Wertigkeitsfaktoren ein ent-sprechender Kompromiss angestrebt werden.

Die Umsetzung dieser Kompromisse in konkrete Vorgaben für den Getriebe-entwickler 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].


Drehrichtungsdefinition

Die Drehrichtung in einem Antriebsstrang wird dann als positiv definiert, wenn die Drehung in einem rechtshändigen, kartesischen Koordinatensystem im Uhr-zeigersinn 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

2

1

2

1

nn

ωωiG == . (2.2)

Das Verhältnis von Ausgangsdrehzahl n2 zu Eingangsdrehzahl n1 einer Trieb-strangkomponente wird als Drehzahlwandlung ν bezeichnet, Gl. (4.2). Die Dreh-momentwandlung 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]


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

iG > 0 Getriebeeingangs- und -ausgangswelle haben gleiche Drehrichtung, iG < 0 Wechsel der Drehrichtung im Getriebe, |iG| > 1 Übersetzung ins Langsame, |iG| < 1 Übersetzung ins Schnelle.

Bei stufenlosen Getrieben und bei Getriebekombinationen:

iG = ∞ stehender Abtrieb bei drehendem Antrieb, iG = 0 stehender Antrieb bei drehendem Abtrieb.

Die Übersetzungen im Inneren eines Getriebes werden mit dem Zähnezahlverhält-nis u beschrieben. Das Zähnezahlverhältnis u eines Radpaars ist das Verhältnis der Zähnezahl z2 des größeren Rads zur Zähnezahl z1 des kleineren Rads (Ritzel)

1

2

zzu = mit z2 ≥ z1. (2.3)

Bei Stirnrädern ist nach DIN 3990 die Zähnezahl eines außenverzahnten Rads po-sitiv und die eines innenverzahnten Rads (Hohlrad) negativ anzusetzen.

Drehmomentdefinition

Weitere wichtige Größen eines Getriebes sind die an seinen Wellen angreifenden Drehmomente. Ihre Wirkungsrichtungen sind durch Vorzeichen zu definieren. Auch hier ist es prinzipiell gleichgültig, welche Drehmomentrichtung als positiv angesetzt wird.

Üblicherweise jedoch wird hier auch die Drehmomentrichtung der Getriebeein-gangswelle als positiv definiert. Durch Freischneiden der Getriebekomponenten und Aufstellen eines Momentengleichgewichts kann gezeigt werden, dass entlang einer freien Koppelwelle stets eine Umkehr der Drehmomentrichtung stattfindet.

Wie in Abb. 2.22 dargestellt, wechselt die Richtung des Drehmoments entlang einer Getriebekomponente, die der Drehrichtung jedoch nicht. Aus Drehzahl und Drehmoment an einer bestimmten Stelle des Getriebes lassen sich mit Gl. (2.4) auch die Vorzeichen der dort aufgenommenen (positiv) bzw. abgegebenen (nega-tiv) Leistung P bestimmen.

Abb. 2.22. Vorzeichenregeln für Drehzahlen, Drehmomente und Leistungen


TnπωTP 2== . (2.4)

Nach Müller [2.12] können also vier wichtige Merkregeln für Drehzahlen, Dreh-momente und Leistungen in einem Getriebe aufgestellt werden:

• Alle parallelen Wellen eines Getriebes, welche im gleichen Drehsinn rotieren, haben Drehzahlen mit gleichen Vorzeichen.

• Bei einer „Antriebswelle“ sind die Vorzeichen von Drehzahl und Drehmoment gleich, bei einer „Abtriebswelle“ sind sie einander entgegengesetzt.

• Eine „Antriebsleistung“ ist stets positiv, eine „Abtriebsleistung“ stets negativ. • Die beiden gleich großen Anschlussmomente einer freien Koppelwelle haben

entgegengesetzte Vorzeichen.

Ein Getriebe besteht aus mindestens drei Gliedern. Davon muss eines als „Gestell“ festgelegt werden. Diese wichtige Bedingung ist notwendig, um die bei der Bewe-gungsumformung entstehende Kraft- bzw. Momentendifferenz zwischen An- und Abtriebsseite abstützen zu können. Beim Fahrzeuggetriebe ist das Getriebegehäu-se das Gestell.

Zur einfachen Charakterisierung dieser Verhältnisse eignet sich die symboli-sche Darstellung nach Wolf [2.17], wie sie in Abb. 2.23 und Abb. 2.24 dargestellt ist. Aus den Gln. (2.2), (2.9) und (2.10) folgt

GiTωωTT 1

2

112 −=−= . (2.5)

Mit Gleichung (2.7) lässt sich das Abstützmoment T3 berechnen zu

( )11213 −=−−= GiTTTT . (2.6)

0321 =++ TTT , (2.7)

0321 =++ PPP , (2.8)

0332211 =++ ωTωTωT , (2.9)

03 == Gestellωω . (2.10)

Abb. 2.23. Getriebesymbolik nach Wolf


Abb. 2.24. Darstellung eines Planetenkoppelgetriebes mit der Wolf-Symbolik

Aus Gl. (2.6) ergeben sich zwei grundlegende, das Abstützmoment betreffende Eigenschaften von Getrieben:

• Für eine Getriebeübersetzung von iG = 1, also der direkten Übersetzung, entartet das Getriebe zur Kupplung, d.h. sein Gestell muss kein Abstütz- moment aufbringen.

• Das Abstützmoment des Gestells wechselt beim Schalten von einem ins Langsame übersetzten in einen ins Schnelle übersetzten Gang sein Vor- zeichen, d.h. seine Richtung.

Das dritte Glied „Gestell“ kann aber auch als zweites Antriebs- oder zweites Ab-triebsglied ausgeführt werden. Man spricht in diesen Fällen von „Überlagerungs-getrieben“.

2.3.5 Straßenprofile, Lastkollektive, typische Fahrzeugeinsätze und Fahrertypen

Neben den „inneren“ Einflussgrößen auf das Getriebe, sprich den Konstruktions-daten der einzelnen Fahrzeugbaugruppen, muss sich der Konstrukteur möglichst gute Kenntnisse über die „äußeren“ Einflussgrößen Fahrstil, Fahrzeugeinsatz und Fahrstrecke verschaffen. Siehe dazu auch Tabelle 2.6.

Diese Informationen können durch Feldversuche und Kundenbefragungen gewonnen werden, wobei folgende Kriterien im Mittelpunkt stehen:

• Fahrstrecken: Aufteilung der Gesamtkilometer auf unterschiedliche Fahrstrecken wie Autobahn, Landstraße, Stadtverkehr oder Bergstrecke, siehe Tabelle 2.9.

• Zuladung: Prozentuale Verteilung der Fahrten mit unterschiedlicher Besetzung, Zuladung und Anhängergewicht.


• Fahrstil: Schaltfreudigkeit, Schaltdrehzahl, Beschleunigungsverhalten in der Stadt (Ampelstart), auf der Landstraße und auf der Autobahn (Überholen).

Zusätzlich zu den oben genannten Kriterien ist es zweckmäßig, eine Klassifizie-rung der Fahrer nach Fahrertypen vorzunehmen. Tabelle 2.9 zeigt als Beispiel eine Fahrertypeinteilung nach dem prozentualen Anteil der befahrenen Straßen.

Um einen einheitlichen Streckenmix zur Lastkollektivermittlung zu erhalten, wurde der so genannte CARLOS-Fahrer (Car Loading Standard) definiert. Tabel-le 2.10 zeigt den Streckenmix zur Ermittlung des Lastkollektivs bei Automat-getrieben, den CARLOS-PTA (Power Train Automatic).

Der CARLOS-PTA-Streckenmix beschreibt die prozentualen Streckentypantei-le sp. Bei einer für die Auslegung maßgebenden Bezugsstrecke sBez ergibt sich der jeweilige Streckenumfang nach der Formel sU = sBez ⋅ sp. Unter Verwendung eines Extrapolationsfaktors fE ergibt sich schließlich der Messumfang sM zu sM = sU / fE.

Als Randbedingungen für die Ermittlung des Lastablaufs sind folgende Fest-legungen getroffen:

• Fahrweise des Fahrers: Messfahrt auf öffentlichen Straßen im Rahmen der StVO. Die Variation der Fahrweisen ergibt sich durch unterschiedliche Fahrer,

• Fahrzeugmasse: Messungen sowohl mit Solofahrzeug (Fahrzeugmasse ohne Anhänger: GVW = Gross Vehicle Weight) als auch mit Gespann (Fahrzeugmasse mit Anhänger: GCW = Gross Combined Weight) zur Ermittlung der maximalen Beanspruchungen,

• Strecken: Öffentliche Straßen. Spezielle Off-Road-Streckenanteile sind nicht Bestandteil des CARLOS-PTA-Streckenmix und müssen, wenn vom Fahrzeughersteller gefordert, separat betrachtet werden und

• Zufällige Einflussparameter: Die Verkehrssituation und das Wetter sind Beispiele dieser zufälligen, nicht frei wählbaren Einflussparameter. Ergeben sich Extrema bei diesen Einflussparametern, so werden diese nicht berücksichtigt, um das Ergebnis nicht zu verfälschen.

Tabelle 2.9. Fahrertypeinteilung hinsichtlich der Antriebsstrangbelastung eines Pkw [2.10]

Anteil der gefahrenen Kilometer in % Fahrertyp

Autobahn Landstraße Stadtverkehr Bergstrecke

Autobahnfahrer 70 14 13 3

Landstraßenfahrer 30 56 11 3

Stadtfahrer 30 23 45 2

Bergfahrer 40 30 20 10


Tabelle 2.10. CARLOS-PTA-Streckenmix für eine Bezugstrecke von 150.000 km [2.6]

Streckentyp

Streckentyp- anteil

sp [%]

Strecken- umfang

sU [km]

Messumfang

sM [km]

Extrapolations- faktor

fE [-]

Autobahn 60 90.000 900 100

Landstraße 25 37.500 375 100

Stadtstraße 40 60.000 600 100

Bergstraße 15 22.500 225 100

Summe 140 210.000 2.100 100

Die durch Versuchsfahrten oder Rechnersimulation gewonnenen Belastungsver-läufe können anhand von geeigneten Klassifizierungsmethoden in Lastkollektive überführt werden. Die Abschätzung der Getriebelebensdauer erfolgt dann im All-gemeinen nach den Schadensakkumulationshypothesen von Miner und Haibach mit Hilfe der Belastungskollektive und den entsprechenden Wöhlerlinien.

Informationen zu Lastkollektiven und Lebensdauer können Abschn. 7.4 „Betriebsfestigkeit und Lebensdauer“ entnommen werden. Die Getriebeent-wicklung mittels rechnerischer Fahrsimulation ist in Kapitel 14 beschrieben.

2.4 Elementare Leistungsmerkmale von Fahrzeuggetrieben

Nur ein Produkt, das sich verkaufen lässt, war eine erfolgreiche Entwicklung

Bestandteil jedes Lastenhefts für ein Produkt sind die Forderungen:

• funktionsgerecht, • kostengünstig (wirtschaftlich) und • human (umweltfreundlich, bedienungsgerecht, funktionsgerechtes Design).

Aus diesen übergeordneten Entwicklungszielen lassen sich elementare Leistungs-merkmale eines Getriebes ableiten. Fahrzeuggetriebe müssen so entwickelt wer-den, dass sie eine, den Betriebsbedingungen angepasste, verbrauchsgerechte Dreh-momentwandlung bei wettbewerbsgerechtem Preis ermöglichen. Im Einzelnen sind dies eine einsatzgerechte Lebensdauer (Betriebsfestigkeit), Zuverlässigkeit, Bedienungsfreundlichkeit, kleines Bauvolumen, niedriges Gewicht, hoher Wir-kungsgrad und Geräuscharmut, Abb. 2.25.

2.4 Elementare Leistungsmerkmale von Fahrzeuggetrieben 59

Abb. 2.25. Elementare Qualitäts- und Leistungsmerkmale von Fahrzeuggetrieben

Solche Leistungsmerkmale ermöglichen oft einen schnellen, überschlägigen Ver-gleich eigener und fremder Konstruktionen.

2.4.1 Lebensdauer und Zuverlässigkeit von Getrieben

Frühausfälle und spätere vorzeitige Verschleißschäden beeinträchtigen die Ver-fügbarkeit und Wirtschaftlichkeit eines Pkw oder eines Nkw. Dabei wird oft über-sehen, dass durch eine geringfügige Überdimensionierung des Getriebes gegen-über dem Antriebsmotor eine enorme Lebensdauersteigerung erreicht werden kann. Eine Überdimensionierung von 10 % verdoppelt die Lebensdauer, während der Preis des Getriebes in erster Näherung auch nur um 10 % ansteigt, siehe Abb. 2.30.

Für die Lebensdauer als wichtigstes Leistungsmerkmal von Getrieben gelten die in Tabelle 2.11 aufgeführten Richtwerte. Unter B10-Lebensdauer versteht man dabei die Lebensdauer, bis zu der 10 % der Getriebe eines Fertigungsloses eines bestimmten Getriebetyps ausgefallen sind. Bei Pkw-Getrieben liegt die geforderte B10-Lebensdauer bei ca. 150.000 km. Die Marktanforderungen an die Lebensdauer von Nutzfahrzeuggetrieben sind deutlich höher und vom Einsatzfall abhängig. Die B10-Lebensdauer liegt hier zwischen 250.000 und 1.200.000 km, Tabelle 2.11.

Einen besonderen Einfluss hat dabei das für die einzelnen Gänge maßgebende Lastkollektiv, Abschn. 7.4. Es ist u.a. abhängig vom Streckenprofil, vom Fahr-zeugantriebsstrang (Achsübersetzung und dynamischer Reifenradius), von der Fahrzeugbelastung (z.B. Fahrzeugbeladung, Ölsumpftemperatur etc.) und von der Fahrweise.

Die Zuverlässigkeit der Getriebe bedarf bei deren Auslegung einer eingehenden Berechnung und Analyse. Siehe dazu Abschn. 7.4 „Betriebsfestigkeit und Lebens-dauer“ und Kapitel 17 „Zuverlässigkeit und Erprobung von Fahrzeuggetrieben“. Dabei muss beachtet werden, dass das Fahrzeuggetriebe ein System von mehr oder weniger zuverlässigkeitskritischen mechanischen, mechatronischen und ggf. elektronischen Bauteilen ist.


Tabelle 2.11. B10-Lebensdauer von Pkw- und Nkw-Getrieben bei unterschiedlichen Einsatzbedingungen

Einsatzbedingungen B10-Lebensdauer [km]

Pkw ≥ 150.000 Nkw Leichte Lkw (und Transporter) ≥ 250.000 Lkw Baustellenbetrieb (Off-/On-Road) ≥ 400.000 Stadtverkehr (Stop and Go) ≥ 600.000 Überlandverkehr ≥ 1.200.000 KOM Stadt-Linienbus ≥ 700.000 Überland-Linienbus ≥ 1.000.000 Reisebus ≥ 1.000.000

Bauteile wie Zahnräder, Wellen oder Lager sind heute gut berechenbar. Elektri-sche Bauteile von mechatronischen Modulen (z.B. Elektromotoren und Steuer-platinenkomponenten von Getriebe- oder Kupplungsaktuatoren) aber auch elekt-ronische Bauteile (z.B. elektronische Getriebesteuerung mit der Vielzahl elektro-nischer Komponenten, wie beispielsweise Prozessoren, Verstärker, Konden-satoren, Widerstände etc.) sind einer zuverlässigkeitstechnischen Betrachtung zu unterziehen.

2.4.2 Kennwert Achsabstand

Für Getriebe und andere Produkte lassen sich mittels pauschaler Verfahren Kenn-werte festlegen, mit deren Hilfe in kurzer Zeit und ohne komplexe Berechnungen Vorstellungen über wesentliche Eckwerte der künftigen Konstruktion gewonnen werden können. Dieses „Konstruieren mit Kennwerten“ kommt gerade dem rech-nerunterstützten Konstruieren entgegen. Der Rohentwurf des Konstrukteurs muss in den Rechner übertragen und dann am Bildschirm zeichnerisch und rechnerisch verfeinert werden. Solche Kennwerte beziehen sich z.B. auf die Baugröße, die Masse oder die Kosten.

Der Achsabstand a eines Getriebes ist sein wichtigster Kennwert. Je kleiner der Achsabstand bei gegebenem Ausgangsdrehmoment T2 ausgeführt werden kann, desto kleiner baut das ganze Getriebe. Der Achsabstand wird durch den Gang mit der größten Drehmomentsteigerung iG,max festgelegt (1. Gang). Eine Auswertung, die darauf beruht, dass man die Achsabstände eigener und vom Wettbewerb ent-wickelter Getriebe über deren Ausgangsdrehmoment T2 aufträgt, ergibt bereits vor einer Berechnung eine gute Vorstellung über die Größenordnung eines wett-bewerbsfähigen Achsabstands. In solchen Darstellungen schlägt sich eine Vielfalt


von Fertigungs- und Betriebserfahrungen mit ausgeführten und in der Praxis erprobten Getrieben nieder.

Eine solche Achsabstandsanalyse zeigt Abb. 2.26. Man kann den Trend des Achsabstands bei koaxialen, zweistufigen Ein-Gruppen-Vorgelegegetrieben sowie koaxialen Mehr-Gruppen-Getrieben mit einer Vorgelegewelle in Abhängigkeit von dem Ausgangsdrehmoment T2 an der Abtriebswelle erkennen. Achsabstände für Pkw-Getriebe liegen demnach bei 70–95 mm. Bei Transportern und leichten Lkw kommen Getriebe mit einem Achsabstand zwischen 75–105 mm zum Ein-satz. Getriebe für mittelschwere Nutzfahrzeuge haben 100–130 mm Achsabstand, während solche für schwere Lkw bei 130–160 mm liegen. Der Streubereich erklärt sich aus unterschiedlichen Einsatzfällen mit unterschiedlichen Lastkollektiven, unterschiedlichen Auslegungsmethoden und aus fertigungstechnischen Gründen. Infolge des Vorhandenseins von Transferstraßen für die Achsabstandsbohrungen der Getriebegehäuse ist es oft wirtschaftlicher, die geforderte Lebensdauer durch Anpassen der Zahnbreiten zu erreichen und nicht den Achsabstand zu optimieren.

Ein anderer Grund ist die firmeninterne Normung von Achsabstandssprüngen. Mit Hilfe von Abb. 2.26 und des daraus abgeleiteten Zusammenhangs zwischen Achsabstand a und Ausgangsdrehmoment T2 im 1. Gang für koaxiale, zweistufige Pkw- und Nkw-Vorgelegegetriebe in Ein-Gruppen-Ausführung ergibt sich

271,02483,11 Ta = (2.11)

bzw. ( ) 271,01max,483,11 Tia G= (2.12)

mit einem Achsabstands-Gültigkeitsbereich zwischen 70 mm und 130 mm.

Abb. 2.26. Trend des Achsabstands a bei koaxialen, zweistufigen Pkw- und Nkw-Vorgelegegetrieben in Ein-Gruppen-Ausführung in Abhängigkeit vom Ausgangs-drehmoment T2 an der Abtriebswelle


Abb. 2.27. Trend des Achsabstands a bei Nkw-Getrieben mit einer Vorgelegewelle in Mehr-Gruppen-Ausführung in Abhängigkeit vom Ausgangsdrehmoment T2 an der Ab-triebswelle

Der Zusammenhang des Achsabstands a und des Ausgangsdrehmoments T2 im 1. Gang für Nkw-Mehr-Gruppengetriebe in Ein-Vorgelege-Ausführung ist in Abb. 2.27 zu sehen. Die dazugehörige Gleichung im Gültigkeitsbereich des Achs-abstandes zwischen 130 mm und 160 mm lautet:

103,02201,52 Ta = (2.13)

bzw. ( ) 103,01max,201,52 Tia G= . (2.14)

Damit lassen sich bei koaxialen, zweistufigen Vorgelegegetrieben in Ein-Gruppenbauweise sowie bei Getrieben mit einer Vorgelegewelle in Mehr-Gruppenausführung Achsabstände in mm abschätzen, die zu einer wirtschaftlichen Getriebegröße führen. Dazu muss lediglich das maximale Getriebeeingangs-moment T1 in Nm und die geforderte Maximalübersetzung des Getriebes iG,max bekannt sein. Natürlich kann eine solche Prognose die genaue Getriebeauslegung und Achsabstandsberechnung nicht ersetzen. Siehe Kapitel 7 „Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge“.

2.4.3 Kennwert Getriebemasse

Ein anderes, wesentliches Leistungsmerkmal des Getriebes ist seine Masse mG . Die Getriebekosten sind in erster Näherung seinem Gewicht proportional. Die Getriebemasse kann auf das Eingangsmoment T1, die Maximalübersetzung iG,max und die Anzahl der Gänge bezogen werden.


Abb. 2.28. Trend der Getriebemasse mG bei koaxialen, zweistufigen Pkw- und Nkw-Vorgelegegetrieben in Ein-Gruppen-Ausführung in Abhängigkeit vom Ausgangs-drehmoment T2 an der Abtriebswelle und der Gangzahl z

In Abb. 2.28 und 2.29 ist eine Vielzahl praktisch ausgeführter Getriebe analysiert worden. Die Getriebemasse mG in kg ist hier über dem Kennwert T2 z 0,5 bzw. T1 iG,max z 0,5 aufgetragen. Für koaxiale, zweistufige Pkw- und Nkw-Vorgelege-getriebe in Ein-Gruppen-Ausführung lautet die Gleichung (Abb. 2.28)

( )334,0669,02199,0 zTmG = (2.15)

bzw. ( )( )334,0669,01max,199,0 zTim GG = . (2.16)

Abb. 2.29. Trend der Getriebemasse mG bei Nkw-Getrieben mit einer Vorgelegewelle in Mehr-Gruppen-Ausführung in Abhängigkeit vom Ausgangsdrehmoment T2 an der Abtriebswelle und der Gangzahl z


In Abb. 2.29 ist der Trend der Getriebemasse mG bei Nkw-Getrieben mit einer Vorgelegewelle in Mehr-Gruppen-Ausführung in Abhängigkeit vom Kennwert T2 z 0,5 bzw. T1 iG,max z 0,5 dargestellt. Ihre Gleichung lautet:

( )219,0439,02723,1 zTmG = (2.17)

bzw. ( )( )219,0439,01max,723,1 zTim GG = . (2.18)

Die Diagramme Abb. 2.28 und 2.29 können auf zweierlei Weise benutzt werden:

• Abschätzen des voraussichtlichen Gewichts eines Getriebes, dessen Gesamt-übersetzung, Eingangsmoment und Gangzahl aus dem Lastenheft bekannt sind,

• Kontrolle, ob ein entwickeltes Getriebe in Bezug auf seine Masse mit Wett-bewerbsprodukten konkurrenzfähig ist.

2.4.4 Kennwert Getriebekosten

Ähnlich wie bei der Getriebemasse lassen sich auch Kennwerte für die Getriebe-kosten bzw. den Verkaufspreis ermitteln. In Abb. 2.30 sind praktisch ausgeführte Getriebe analysiert worden. Der relative Verkaufspreis RVP ist über dem Kenn-wert T2 z 0,5 bzw. T1 iG,max z 0,5 aufgetragen. Die Basis des relativen Getriebever-kaufspreises bildet ein Pkw-Handschaltgetriebe mit einem Eingangsdrehmoment T1 = 350 Nm, einer Gangzahl z = 6 und einer maximalen Übersetzung im 1. Gang iG,max = 5,5, was einem relativen Getriebeverkaufspreis RVP = 1,0 entspricht.

Abb. 2.30. Trend des relativen Getriebeverkaufspreises RVP in Abhängigkeit vom Aus-gangsdrehmoment T2 an der Abtriebswelle und der Gangzahl z. Basis: Pkw-Handschaltgetriebe: T1 = 350 Nm, z = 6 und iG,max = 5,5: RVP = 1


Die Punkte in diesem Diagramm können durch den Verlauf einer Parabel ange-nähert werden. Ihre Gleichung lautet:

256,0512,020183,0 zTRVP = (2.19)

bzw. ( ) 256,0512,01max,0183,0 zTiRVP G= . (2.20)

Der in der Abbildung dargestellte Trend für Verkaufspreis (oder Herstellkosten) ermöglicht dem Getriebekonstrukteur eine Abschätzung, ob der Nutzwert seines Getriebes für den Kunden, gemessen am Preis-/Leistungsverhältnis anderer Getriebe, interessant ist. Außerdem ist schon in der Produktplanungsphase eine Prognose über den zu erreichenden marktfähigen Preis möglich.

Zudem interessiert, in welcher Kostenrelation verschiedenartige Fahrzeug-getriebe zueinander stehen. Auf Grund ihrer spezifischen Konstruktions- und Fer-tigungsmerkmale und auf Grund ihrer unterschiedlichen Einsatzbedingungen und Sicherheitsanforderungen ergeben sich deutlich unterschiedliche relative Ge-wichtskosten für die einzelnen Getriebearten. Die relativen Gewichtskosten (EUR/kg) sind in Abb. 2.31 für elf verschiedene Getriebearten für unterschied-liche Einsatzzwecke dargestellt.

Die Gestaltungsbasis der relativen Gewichtskosten bildet das Pkw-Synchron-getriebe mit 15 EUR/kg (= 100 %). Nkw-Synchrongetriebe haben die niedrigsten Gewichtskosten (13,5 EUR/kg; Preisstand 2005). Es folgen Baumaschinengetrie-be. Teurer als die Pkw-Synchrongetriebe sind die automatisierten Pkw-Schaltge-triebe. Die konventionellen Pkw-Automatgetriebe sind wegen ihrer großen Stück-zahlen nicht entscheidend teurer. Die Pkw-Doppelkupplungs- und -Stufenlos-getriebe sind teurer im Vergleich zu konventionellen Pkw-Automatgetrieben.

Abb. 2.31. Anhaltswerte für relative Gewichtskosten für unterschiedliche Arten von Fahrzeuggetrieben


Hingegen treiben bei den Nkw-Automatgetrieben die Zuverlässigkeitsanforderun-gen bei schwierigen Lastkollektiven und die geringen Stückzahlen die Gewichts-kosten in die Höhe. Deutlich günstiger sind hierbei im direkten Vergleich die automatisierten Nkw-Schaltgetriebe. Wegen ihrer komplexen gewichtsparenden Konstruktion und wegen ihrer hundertprozentig qualitätsüberwachten Fertigung liegen Flugzeuggetriebe in den Gewichtskosten mit Abstand an der Spitze.

2.4.5 Getriebegeräusch

Das Getriebe hat als wichtiges Übertragungsglied in der Kette Motor – Antriebs-strang – Reifen sehr oft einen hohen Geräuschanteil. Neben den allgemeinen breit-bandigen Geräuschanteilen sind es bei den Zahnradgetrieben vor allem die auf-tretenden Zahneingriffsfrequenzen, welche durch ihre diskreten Töne stark stören. Eine primäre Geräuschminderung hat daher zuerst bei der Getriebeauslegung, den Verzahnungsdaten und einer sorgfältigen Fertigung, verbunden mit Qualitäts-sicherung, zu erfolgen, vgl. Abschn. 7.5 „Entwicklung geräuscharmer Getriebe“.

Wegen der Bedeutung des Getriebegeräuschs gelten dafür sehr strenge Vor-schriften, siehe Tabelle 7.3, mit deren weiteren Verschärfung zu rechnen ist.

2.4.6 Getriebeverluste und Wirkungsgrad

Im Zuge von Energiesparmaßnahmen gewinnt die Frage des Wirkungsgrads und damit der Verluste in einem Getriebe verstärkte Beachtung. Kein Maschinen-element wandelt das Drehmoment so effektiv in Bezug auf Bauaufwand, Wand-lungsverhältnis und Wirkungsgrad wie ein Zahnradpaar.

Dessen ungeachtet besteht die Forderung, den Wirkungsgrad von Fahrzeug-getrieben in der Abhängigkeit von Drehmoment, Drehzahl und weiteren Kenn-größen zu kennen und, wenn möglich, zu verbessern.

Abb. 2.32. Zusammensetzung der Verluste bei Fahrzeuggetrieben

2.5 Trends bei den Getriebebauarten 67

Tabelle 2.12. Anhaltswerte für die Wirkungsgradbereiche von Zahnrädern und Fahrzeuggetrieben

Getriebeart η [%]

Stirnrad 99,0–99,8 Zahnradpaar

Kegelrad 90–93

Pkw 92–97 Mechanisches FZG mit Tauchschmierung Nkw 90–97

Stufen-Automatgetriebe (AT, DCT) 90–95

Mechanisches Stufenlosgetriebe 87–93

Hydrostatisches Stufenlosgetriebe nicht leistungsverzweigt und ohne mechanischen Teil 80–86

Die Gesamtverlustleistung eines Getriebes setzt sich aus verschiedenen lastunab-hängigen und lastabhängigen Anteilen zusammen, Abb. 2.32. Siehe dazu auch Abschn. 3.1.7 „Wirkungsgradkennfeld“, insbesondere Abb. 3.5.

Fahrzeuggetriebe auf der Basis von Zahnradgetrieben haben bei größter Leis-tungsdichte den besten Wirkungsgrad aller Drehmoment-Drehzahl-Wandler, siehe Tabelle 2.12. Dies erklärt auch den Erfolg dieser ein- und mehrstufigen Zahnrad-getriebe in Ein- und Mehr-Gruppenbauart für Fahrzeuge. Der Einsatz von hydro-statischen Getrieben, hydrodynamischen Wandlern oder Stufenlosgetrieben nach dem Umschlingungs- oder Reibradprinzip, führt in aller Regel zu schlechteren Wirkungsgraden.

2.5 Trends bei den Getriebebauarten

Der Fahrzeugmarkt hat sich seit etwa 1975 grundlegend verändert. Insbesondere bei Pkw führte der Trend zur Individualisierung zu einer starken Segmentierung mit zahlreichen Fahrzeugklassen. Dadurch hat sich auch die Bauartenpalette der Getriebe aufgefächert. Anstatt „schwarz oder weiß“, Handschalt- (MT) oder konventionelle Automatgetriebe (AT), wie noch 1990, gibt es mittlerweile eine Vielzahl von Getriebebauarten. In Kapitel 6 und 12 werden sie beschrieben. Abb. 2.33 zeigt die Bauartenvielfalt bei Pkw-Getrieben.

Trotz hoher Kosten in der Produktentwicklung und bei den Produktions-anlagen, geht der Trend weg vom „Einheitsgetriebe“ und hin zur individuellen Lösung. Das zieht eine große Anzahl Grundbauarten und eine Vielzahl von Anpassungsvarianten nach sich. Die Einschätzung der Markt- und Techniktrends ist daher von hoher Bedeutung und wird in den Firmen systematisch betrieben. Es gilt, die zukünftigen Anforderungen zu erkennen, zu bewerten und daraus Strate-gien abzuleiten.


Abb. 2.33. Trend für den Einsatz von Pkw-Getrieben in Europa

Die Anforderungen an Fahrzeuggetriebe wurden in Abschn. 2.3.3 beschrieben. Bei Neu- und Weiterentwicklungen von Getrieben gilt:

• Betriebssicherheit und Funktionalität erhöhen, • Bedienungskomfort erhöhen, • Lebensdauer und Zuverlässigkeit erhöhen, • Getriebekosten und Reparaturkosten reduzieren, • Markenimage unterstreichen

− Komfort steigern, − Dynamik steigern,

• Gewicht und Bauraum reduzieren, • Wirkungsgrad verbessern, • Verbrauch und Emissionen reduzieren.

Die Märkte und Marktmechanismen für Pkw und Nkw sind unterschiedlich und damit auch die Gewichtung der Anforderungen. Gemeinsam ist, dass die Vielzahl der Anforderungen zwangsläufig zu Zielkonflikten führt. Folgende Ansätze können zur Lösung dieser Zielkonflikte beitragen [2.13]:

• Entwicklung und Einsatz individueller Getriebe-Lösungen, − unterschiedliche Getriebebauarten, abh. von den Anforderungen,

• Höhere Integration auf Aggregatebene (Abb. 2.35), − z.B. Integration von Peripherieteilen und Submodulen in das Getriebe,

• Mehr Funktionalität in das Getriebe einbringen, − z.B. elektro-mechanische Sperrdifferentiale,

• Übergeordnete Funktionen durch Vernetzung, − z.B. Informationsvernetzung zur Bestimmung der Fahrstrategie.


Bei Pkw-Getrieben hat der Trend zu individuellen Lösungen mit alternativen und konkurrierenden Konzepten zu einer starken Diversifizierung der Getriebebau-arten geführt: Handschaltgetriebe (MT), Automatisierte Schaltgetriebe (AMT), Doppelkupplungsgetriebe (DCT), konventionelle Automatgetriebe (AT), Stufen-losgetriebe (CVT) und Hybridantriebe (Hybrid). Das Getriebe mit seiner Bauart unterstreicht den Charakter, sprich das Image, des Fahrzeugsegments und der Fahrzeugmarke. Es ist somit ein wesentlicher Wettbewerbsfaktor. Die Bauarten haben individuelle Stärken und Schwächen, die wiederum von den Einsatzbedin-gungen abhängen. Daher ist eine Einzelfallbewertung erforderlich, allgemein-gültige Aussagen sind nicht möglich.

Nachfolgend Einsatz- und Randbedingungen, die für die Eignung einer Getrie-bebauart für ein Fahrzeug ausschlaggebend sind:

• Fahrzeugsegment, • Akzeptanz der Getriebebauart in diesem Fahrzeugsegment durch

den Endkunden, • Markenimage, • Antriebsstrategie, Motorencharakteristik, • Triebstrangkonfiguration (z.B. Frontantrieb, Allradantrieb), • Art und Einrichtung der vorhandenen Produktionsstätten, • Akzeptanz der Getriebebauart auf unterschiedlichen Märkten, • Gesetzgebung und Verordnungen (z.B. Emissionen).

So eignet sich beispielsweise die koaxiale Bauart von Planetengetrieben gut für Standard-Heckantrieb, während der Achsversatz eines CVT mit Kegelscheiben-variator oder eines Getriebes mit Vorgelegewelle für Frontantrieb bauartbedingte Vorteile besitzt. Einen Einfluss bei der Eignungsbewertung haben auch die vor-handenen Produktionsstätten und die damit verbundenen Investitionen.

Regionale Markteigenheiten sind ein weiteres Beispiel für Randbedingungen, die individuelle Lösungen fordern können. So sind Automatisierte Schaltgetriebe (AMT), mit der ihnen eigenen Zugkraftunterbrechung, auf typischen Automat-märkten, wie NAFTA, ohne Chance. Abbildung 2.34 zeigt Entwicklung und Vor-hersage der Märkte für Pkw-Getriebe in Europa, NAFTA und Japan. Die Literatur weist große Unterschiede in den Vorhersagen auf [2.18].

Danach behält in Europa das Handschaltgetriebe (MT) mit 5 und 6 Gängen seine Dominanz. 7 Gänge werden in betont sportlichen Fahrzeugen und mit Auto-matisierung angeboten. MT sind kostengünstige und leichte Getriebe. Der Anteil der MT ist rückläufig, bleibt aber auf vergleichsweise hohem Niveau. Bei Klein-wagen und leichten Nutzfahrzeugen kleiner 3,5 t werden die Automatisierten Schaltgetriebe (AMT) an Bedeutung gewinnen. Durch die Weiterentwicklung werden Schaltqualität und Zuverlässigkeit steigen und so das teilweise angekratzte Image aus den Anfängen wieder behoben. Gegen die Stufenlosgetriebe sprechen bei Kleinwagen Gewicht und Kosten. Bei Kompakt- und Mittelklassewagen werden dem Doppelkupplungsgetriebe (DCT) mit 6, 7 und 8 Gängen, vor allem bei betont sportlichen Fahrzeugen, gute Marktchancen eingeräumt.


Abb. 2.34. Marktanteile und -vorhersage der Getriebebauarten für Pkw

Die AT, mit hydrodynamischem Drehmomentwandler und bis zu 8 Gängen bei Pkw, werden ihre Marktstellung in der Mittel- und Luxusklasse wahren oder leicht ausbauen. An stufenlosen „Geared Neutral“ Reibrad-Getrieben (IVT) mit Dreh-momentkapazitäten größer 400 Nm wird gearbeitet.

Dieselmotoren werden in Europa weiterhin hohe Marktanteile aufweisen. Hyb-ridtechnik wird 2007 primär zur Steigerung des Markenimage gesehen. Daher sind


Hybridantriebe vermutlich Ende des ersten Jahrzehnts primär in der Luxusklasse und in der Form von milden Hybriden (siehe Abschn. 6.6.5 und 12.1.5) zu sehen.

Nordamerika und Japan sind bei Pkw typische Automatmärkte. Handschalt-getriebe spielen dort eine untergeordnete Rolle. Stufenlosgetriebe (CVT) erlangen vor allem in Japan in Kleinfahrzeugen eine hohe Verbreitung. Die Entwicklung des Marktanteils der Hybridantriebe sowie deren Ausprägung, ob als milder Hyb-rid oder als voller Hybrid (Tabelle 3.7), hängt stark von der Gesetzgebung ab. Es wird auf diesen Märkten ein großes Potenzial dafür gesehen.

Bei Nkw-Getrieben sind die mechanischen Stufengetriebe mit 6 bis 16 Gängen in Ein- oder Mehrgruppenbauweise Standard. Im Segment der schweren Nutzfahr-zeuge haben sich in Europa die Automatisierten Schaltgetriebe (AMT) durch-gesetzt. Ihr Weg ging über teilautomatisierte Bauarten bis hin zum vollautomati-sierten Getriebe, Abb. 2.35. Durch die zunehmende Integration von Peripherie-teilen und Submodulen in das Getriebe entstehen kompaktere, leichtere und zuverlässigere Aggregate. Es entfallen Schnittstellen, die Montage ins Fahrzeug wird erleichtert und das Gesamtsystem kann komplettiert geprüft werden.

Während 2005 bei leichten Nkw (kleiner 3,5 t) die auf Pkw-Getrieben basie-renden AMT schon einen beachtenswerten Marktanteil aufweisen, ist das im mitt-leren Nkw-Segment (500 Nm bis 1500 Nm) noch nicht der Fall. Automatisierte Nkw-Schaltgetriebe dieser Leistungsklasse betreten ab 2005 den Markt.

Das konventionelle Automatgetriebe mit Wandler, Überbrückungskupplung und Planetenradsätzen hat sich bei Nkw nur im Stadtomnibus durchgesetzt. Dies wird auch seine Domäne bleiben. Hydrostatische Stufenlosgetriebe haben bei Traktoren einen Marktanteil, bei Bussen haben sie sich nicht durchsetzen können.

Abb. 2.35. Höhere Integration auf Aggregatebene am Beispiel eines automatisierten Nkw-Schaltgetriebes


Elektrische Antriebe für Busse sind entwickelt. Wegen der höheren Kosten gegenüber Handschalt- und Automatgetrieben hängt ihre großflächige Serien-einführung stark von der Gesetzgebung ab.

Der Trend zur individuellen Getriebelösung mit einer hohen Anzahl von Getriebegrundbauarten sowie einer Vielzahl von Anpassungsvarianten, erfordert von den Zulieferern zukünftig ein noch besser funktionierendes Varianten-management. Auch die Art der Partnerschaft zwischen Fahrzeughersteller (OEM = Original Equipment Manufacturer) und System-Zulieferer (Tier1) verändert sich. Die Fahrzeuge werden mit immer komplexeren Funktionalitäten ausgestattet. Das Mehr an Funktionsinhalten bei den Getriebesystemen und die Vernetzung mit anderen Komponenten des Fahrzeugs führt zu veränderten Verantwortungsschnitt-stellen.

Ein weiterer Trend ist, dass die Fahrzeughersteller mit zunehmenden eigenen Aufgaben, einen immer größeren Leistungsumfang von ihren Zulieferern erwar-ten. Diese müssen sich auf neue Inhalte einstellen. Bei gleich bleibenden Ressour-cen bedeutet dies, dass Tier1-Lieferanten ihrerseits Aufgaben und Verantwortung für bestimmte Bauteile in die Verantwortung von Tier2-/3-Lieferanten weiter-geben werden [2.13].

3 Leistungsbedarf und Leistungsangebot

Wechselwirkungen: Angebot und Nachfrage

Das Fahrzeuggetriebe ist der Mittler zwischen dem Motor und den Antriebsrädern. Durch Drehmoment- und Drehzahlwandlung passt das Getriebe das Leistungs-angebot dem Leistungsbedarf an. Der Leistungsbedarf an den Antriebsrädern wird durch die Fahrwiderstände bestimmt [3.9].

3.1 Leistungsbedarf

Die zu erwartenden Fahrwiderstände sind wichtige Größen bei der Auslegung von Fahrzeuggetrieben. Die Fahrwiderstände gliedern sich in

• Radwiderstand FR, • Luftwiderstand FL, • Steigungswiderstand FSt und • Beschleunigungswiderstand Fa.

3.1.1 Radwiderstand

Der Radwiderstand umfasst die am rollenden Rad wirkenden Widerstandskräfte. Er setzt sich zusammen aus: Rollwiderstand, Fahrbahnwiderstand und Schräg-laufwiderstand.

In Abb. 3.1 sind die Kräfte und Momente am Rad dargestellt. Das Integral der Druckverteilung im Reifenlatsch ergibt die Reaktionskraft R. Sie ist gleich groß wie die Radlast GR. Aufgrund der asymmetrischen Druckverteilung in der Radauf-standsfläche des rollenden Rads liegt der Angriffspunkt der Reaktionskraft R um die Exzentrizität e vor der Radachse. Für das mit TR angetriebene, unbeschleunigte Rad gilt

eRrFT += dynUR . (3.1)

Für ein ohne Antriebs- und Bremsmoment (TR = 0) rollendes Rad wird

Rr

eFdyn

U =− . (3.2)

74 3 Leistungsbedarf und Leistungsangebot

Abb. 3.1. Kräfte und Momente am Rad. a In der Ebene; b bei Steigung / Gefälle

Die Umfangskraft –FU ist unter diesen Annahmen gleich der Rollwiderstandskraft FR,Roll. In der Ebene ist R = GR und damit wird

Rdyn

RollR, Gr

eF = . (3.3)

Zwischen Rollwiderstandskraft FR,Roll und der Radlast GR besteht ein durch Versuche ermittelter, nahezu linearer Zusammenhang. Es gilt

RRRollR, GfF = . (3.4)

Der dimensionslose Proportionalitätsfaktor fR wird als Rollwiderstandsbeiwert bezeichnet. Aus (3.3) und (3.4) ergibt sich

dynR r

ef = . (3.5)

Tabelle 3.1 zeigt Richtwerte von Rollwiderstandsbeiwerten auf der Straße und im Gelände. Der Rollwiderstand ist im Wesentlichen eine Funktion der Fahr-geschwindigkeit, der Radlast, des Reifenluftdrucks und des Reifentyps.

Da für Fahrwiderstandsberechnungen in der Regel Geradeausfahrt auf trocke-ner Fahrbahn vorausgesetzt wird und der Rollwiderstand ohnehin der dominieren-de Radwiderstand ist, wird meistens der Radwiderstand dem Rollwiderstand gleichgesetzt. Dann gilt:

RollR,R FF = . (3.6)

Beim Befahren von Steigungen/Gefällen mit dem Steigungswinkel α St, Abb. 3.1b, wird

StR cosαGR = . (3.7)

3.1 Leistungsbedarf 75

Tabelle 3.1. Richtwerte für den Rollwiderstandsbeiwert fR. Für Fahrgeschwindigkeiten kleiner 60 km/h kann fR als konstant angenommen werden. (Siehe auch Tabelle 5.1)

Fahrbahn Rollwiderstandsbeiwert fR

Starre Fahrbahn Glatte Asphaltstraße 0,010 Glatte Betonstraße 0,011 Raue, gute Betonfahrbahn 0,014 Gutes Steinpflaster 0,020 Schlechte, ausgefahrene Straße 0,035 Verformte Fahrbahn Sehr gute Erdwege 0,045 Schlechte Erdwege 0,160 Kettenschlepper auf Ackerboden 0,070...0,120 Greiferräder auf Ackerboden 0,140...0,240 Loser Sand 0,150...0,300

Für das Gesamtfahrzeug mit der Masse mF berechnet sich der dem Rollwiderstand gleichgesetzte Radwiderstand FR somit zu

StFRR cosαgmfF = . (3.8)

Im unteren Geschwindigkeitsbereich kann der Rollwiderstandsbeiwert in erster Näherung als Konstante betrachtet werden. Der Steigungswinkel αSt kann bei üblichen Straßenfahrten, mit Steigungen/Gefällen unter 10 %, vernachlässigt werden. Bei 10 % Steigung beträgt αSt ≈ 5,7° und damit ist cos αSt ≈ 1.

3.1.2 Kraftschluss, dynamischer Radhalbmesser und Schlupf

Zwischen Reifen und Fahrbahn besteht eine kraftschlüssige Verbindung. Die über-tragbare Umfangskraft FU, Abb. 3.1a, ist proportional der Radlast-Reaktionskraft R und hat maximal die Größe

RµFF HmaxZ,maxU, == . (3.9)

Tabelle 3.2. Haftreibungszahlen µH von neuen Luftreifen auf Straßendecken [3.1]

Fahrgeschwindigkeit Haftreibungszahl µ H [km/h] Straße: trocken Straße: nass

50 0,85 0,65 90 0,80 0,60 130 0,75 0,55


Die mögliche Zugkraft FZ zwischen Reifen und Fahrbahn wird durch die Kraft-schlussgrenze nach oben begrenzt, Abb. 2.20. Siehe zu Umfangskraft, Seitenkraft und Kammscher Kreis auch Abschn. 6.1.4. Tabelle 3.2 gibt Haftreibungszahlen µH von Luftreifen auf Straßendecken an.

Für viele fahrdynamische Berechnungen wird der Radius der Reifen benötigt, Tabelle 3.3.

Tabelle 3.3. Dynamischer Radhalbmesser gängiger Reifengrößen [3.7–3.8]

Größe

Abrollumfang[m]

rdyn [m]

Größe

Abrollumfang [m]

rdyn [m]

Pkw Pkw 155/70 R 13 1,671 0,266 255/40 ZR 18 2,016 0,321 165/65 R 13 1,659 0,264 275/40 ZR 18 2,065 0,329 175/65 R 13 1,702 0,271 295/30 ZR 18 1,937 0,308 155/65 R 14 1,702 0,271 335/30 ZR 18 2,01 0,320 165/70 R 14 1,793 0,286 255/40 ZR 19 2,071 0,330 175/65 R 14 1,781 0,284 285/40 ZR 19 2,169 0,345 175/80 R 14 1,940 0,309 295/30 ZR 19 2,016 0,321 185/65 R 14 1,818 0,289 345/30 ZR 19 2,108 0,336 175/55 R 15 1,748 0,278 315/35 R 20 2,220 0,354 185/55 R 15 1,784 0,284 335/30 ZR 20 2,166 0,345 195/65 R 15 1,937 0,308 Transporter und leichte Nkw 205/60 R 15 1,912 0,304 185/60 R 15 1,827 0,291 215/65 R 15 2,016 0,321 225/70 R 15 2,112 0,336 195/55 R 16 1,891 0,301 205/65 R 16 2,036 0,324 195/60 R 16 1,952 0,311 215/75 R 16 2,206 0,351 205/55 R 16 1,928 0,307 205/75 R 17,5 2,297 0,366 215/55 R 16 1,958 0,312 Lkw / Busse 225/55 R 16 1,995 0,318 215/75 R 17,5 2,339 0,372 235/50 R 16 1,958 0,312 245/70 R 17,5 2,406 0,383 215/45 R 17 1,909 0,304 265/70 R 19,5 2,644 0,421 215/55 R 17 2,037 0,324 305/70 R 19,5 2,815 0,448 215/60 R 17 2,106 0,335 275/70 R 22,5 2,922 0,465 225/55 R 17 2,074 0,330 295/60 R 22,5 2,806 0,447 235/65 R 17 2,251 0,358 295/80 R 22,5 3,184 0,507 255/60 R 17 2,251 0,358 315/80 R 22,5 3,282 0,523 245/45 R 18 2,065 0,329 495/45 R 22,5 3,085 0,491 245/50 R 18 2,144 0,341 13 R 22,5 3,428 0,546


Dabei wird unterschieden zwischen

• statischer Radhalbmesser rstat: Abstand von der Radmitte zur Standebene bei stehendem Rad und

• dynamischer Radhalbmesser rdyn: Er errechnet sich aus der zurückgelegten Wegstrecke je Umdrehung des schlupffrei rollenden Rads. Der dynamische Radhalbmesser wird aus einer mit 60 km/h gefahrenen Wegstrecke zurückgerechnet [3.2]. Der zunehmende Reifenschlupf bei höherer Geschwindigkeit kompensiert in etwa die Zunahme von rdyn.

Der Schlupf zwischen Reifen und Fahrbahn lässt sich beschreiben als

Treibschlupf dynR

FdynRT rω

rωS

v−= , (3.10)

Bremsschlupf F

dynRFB v

v rωS

−= . (3.11)

Dabei ist vF die tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit.

3.1.3 Luftwiderstand

Das bewegte Fahrzeug wird von Luft umströmt und zur Kühlung und Klimatisie-rung auch durchströmt. Der Luftwiderstand setzt sich zusammen aus: Druckwider-stand mit induziertem Widerstand (durch Druckunterschiede erzeugte Wirbel), Oberflächenwiderstand und innerem (Durchströmungs-)Widerstand.

Der Luftwiderstand ist quadratisch von der Strömungsgeschwindigkeit ab-hängig. Die Strömungsgeschwindigkeit v berechnet sich aus der Summe von Fahr-zeuggeschwindigkeit vF und der Windgeschwindigkeitskomponente vW in Rich-tung der Fahrzeuglängsachse. Besitzt die Windgeschwindigkeit die gleiche Richtung wie die Fahrzeuggeschwindigkeit (Rückenwind), dann wird die Wind-geschwindigkeit zur Berechnung der Strömungsgeschwindigkeit von der Fahr-zeuggeschwindigkeit abgezogen. Für Fahrwiderstandsberechnungen wird in der Regel Windstille vorausgesetzt. Dann gilt: v = vF.

Der Luftwiderstand berechnet sich aus dem Produkt von Staudruck 1/2 ρL v2 und der mit dem dimensionslosen Luftwiderstandsbeiwert cW multiplizierten Querspantfläche A. Bei einem Luftdruck von 1,013 bar, einer relativen Luftfeuch-tigkeit von 60 % und einer Temperatur von 20 ˚C beträgt die Luftdichte ρL = 1,199 kg/m3.

Der Luftwiderstandsbeiwert cW stellt den Sonderfall der geraden Anströmung dar, das heißt, die Windrichtung entspricht der Fahrzeuglängsachse. Tabelle 3.4 gibt cW-Werte und Querspantflächen (projizierte Stirnfläche) aktueller Fahrzeuge wieder.


Tabelle 3.4. Richtwerte für Luftwiderstandsbeiwerte cW. Bei Nkw zur Güterbeförderung sind cW-Wert und Querspantfläche stark vom jeweiligen Aufbau abhängig. *) Fahrer sitzend mit anliegender Bekleidung

Fahrzeug cW A [m2] cW A [m2]

Motorrad mit Fahrer*) 0,5...0,7 0,7...0,9 0,4...0,6 BMW K 1200 S*) 0,58 0,71 0,41 BMW R 1200 GS*) 0,62 0,85 0,52 Kabriolett 0,29...0,53 1,58...2,90 0,58...1,54 Opel Tigra TwinTop Verdeck offen 0,40 1,94 0,78 Verdeck geschlossen 0,35 1,94 0,67 Mercedes-Benz SLK 200 K Verdeck offen 0,37 1,93 0,71 Verdeck geschlossen 0,32 1,93 0,62 Mercedes-Benz SL 500 Verdeck offen 0,34 2,00 0,68 Verdeck geschlossen 0,29 2,00 0,58 Audi A4 Cabrio Verdeck offen 0,34 2,11 0,72 Verdeck geschlossen 0,31 2,11 0,65 Limousine/SUV 0,25..0,39 1,97...2,90 0,50...1,54 Ford Fiesta 1.4l 0,34 2,06 0,70 VW Golf V 1.4l 0,32 2,22 0,72 Mercedes-Benz B 180 CDI 0,30 2,42 0,73 BMW 320i 0,28 2,11 0,59 Audi A6 Avant 0,31 2,26 0,70 Mercedes-Benz S 320 CDI 0,26 2,40 0,62 Mercedes-Benz ML 280 CDI 0,34 2,81 0,96 Porsche Cayenne Turbo 0,39 2,78 1,09 BMW 645i 0,29 2,15 0,62 Porsche 911 Carrera 0,28 2,00 0,56 Van / Transporter 0,35...0,40 3,1...4,2 1,1…1,7 Opel Vivaro Life 0,37 3,38 1,24 Ford Transit MWB, MJ06 0,35 4,14 1,45 Omnibus 0,4...0,8 6,0...10,0 2,4...8,0 Setra 415 HD 0,44 8,26 3,63 Leichte Lkw 0,40…0,60 4,5…6,0 1,8…3,6 Lkw (Solo) 0,45...0,80 6,0...10,0 2,7...8,0 Lkw mit Anhänger 0,55...0,85 7,0...10,0 3,9...8,5 Sattelzug 0,45...0,75 7,0...10,0 3,2...7,5


Der Luftwiderstand berechnet sich zu

2WLL 2

1 vAcρF = . (3.12)

Die Aerodynamik von strömungsungünstigen Karosserien, wie zum Beispiel Nkw, kann durch Luftleiteinrichtungen stark verbessert werden.

3.1.4 Steigungswiderstand

Der Steigungswiderstand bzw. die Gefällekraft entspricht dem Hangabtrieb, Abb. 3.2, und berechnet sich aus der im Schwerpunkt angreifenden Gewichtskraft zu

StFSt sinαgmF = . (3.13)

Die Fahrbahnsteigung q ist als Quotient aus vertikaler und horizontaler Fahrbahn-projektion definiert, Abb. 3.2.

Beim Straßenentwurf werden in der Regel Steigungen über 7 % vermieden. Mit Ausnahme von Extremeinsätzen gilt daher näherungsweise

100'tansin StSt

qαα =≈ . (3.14)

Tabelle 3.5 gibt die maximalen Steigungen q'max einiger Alpenpässe an.

Abb. 3.2. Kräfte am Fahrzeug beim Befahren einer Steigung


Tabelle 3.5. Maximalsteigungen einiger Pässe in Europa

Pass q’max Pass q’max

Deutschland: Österreich: Achenpass 14 % Großglockner 12 % Oberjoch 9 % Timmelsjoch 13 % Frankreich: Turracher Höhe 26 % Col de Braus 15 % Wurzenpass 18 % Iseran 12 % Schweiz: Italien: Simplon 10 % Brenner-Bundesstrasse 12 % St. Bernardino 12 % Stilfser-Joch 15 % St. Gotthard 10 %

3.1.5 Beschleunigungswiderstand

Zusätzlich zu den bei stationärer Fahrt (v = konst.) auftretenden Fahrwiderständen, treten bei Beschleunigungs- und Bremsvorgängen noch Trägheitskräfte auf.

Die dazu maßgebende Masse setzt sich aus der Fahrzeuggesamtmasse mF (translatorischer Anteil) und der beschleunigten bzw. verzögerten Trägheitsmasse der rotierenden Teile des Antriebs (rotatorischer Anteil) zusammen

amF ired,a = , mit (3.15)

2dyn

ired,Fired, r

Jmm ∑+= . (3.16)

Der rotatorische Anteil ist übersetzungsabhängig. Die Massenträgheitsmomente der rotierenden Antriebselemente von Motor, Anfahrelement, Getriebe, Antriebs-welle etc. bis einschließlich aller, auch die der nicht angetriebenen Räder, werden auf die Antriebsachse reduziert.

Daraus ergibt sich Jred,i. Der Beschleunigungswiderstand wird häufig verein-facht geschrieben als

amλF Fa = , (3.17)

wobei λ ein Drehmassenzuschlagfaktor ist, der den Anteil der rotatorischen Masse an der Gesamtmasse ausdrückt. Anhaltswerte des Drehmassenzuschlagfaktors bei Pkw sind in Abb. 3.3 dargestellt.

Da die Übersetzung in die Ermittlung des reduzierten Massenträgheitsmoments quadratisch eingeht, streuen die Drehmassenzuschlagfaktoren bei Fahrzeugen mit hochübersetzenden Gängen stark. (Anhaltswerte bei Lkw nach [3.14] sind: Craw-ler: λ ≈ 10; 1. Gang: λ ≈ 3; direkter Gang: λ ≈ 1,1.)


Abb. 3.3. Richtwerte für Drehmassenzuschlagfaktoren von Pkw [3.9]

3.1.6 Gesamt-Fahrwiderstand

Der Zugkraftbedarf FZ,B an den Antriebsrädern setzt sich aus den beschriebenen Fahrwiderständen zusammen und berechnet sich zu

aLStRBZ, FFFFF +++= . (3.18)

Mit den Gln. (3.8, 3.12, 3.13 und 3.17) wird

( ) aλmAcρααfgmF F2

WLStStRFBZ, 21sincos +++= v . (3.19)

Bei stationärer Fahrt (a = 0) und mit den erwähnten Vereinfachungen (cos αSt ≈ 1 und sin αSt ≈ tan αSt) wird

( ) 2WLStRFBZ, 2

1tan vAcραfgmF ++= . (3.20)

Der Leistungsbedarf PZ,B errechnet sich somit zu

vBZ,BZ, FP = . (3.21)

Abbildung 3.4 zeigt den aus den einzelnen Anteilen des Fahrwiderstands zusam-mengesetzten Zugkraftbedarf eines Mittelklasse-Pkw und den daraus ermittelten Leistungsbedarf.


Abb. 3.4. Zugkraftbedarf und daraus abgeleiteter Leistungsbedarf eines Mittelklasse-Pkw. Fahrzeugdaten nach Abb. 5.3

Unter Berücksichtigung der Antriebsstrangübersetzung iA und des Gesamt-Trieb-strangwirkungsgrads ηges ergibt sich aus der Motorkennung die angebotene Zug-kraft FZ,A an den Rädern zu

gesdyn

AMges

MAZ,

)()( ηr

inTηnPF ==v

. (3.22)

Zugkraftbedarf und Zugkraftangebot eines Fahrzeugs werden im so genannten Zugkraftdiagramm dargestellt. Das Zugkraftdiagramm wird in Abschn. 5.1 „Zug-kraftdiagramm“ eingehend behandelt.

3.1.7 Wirkungsgradkennfeld

Der Wirkungsgrad von Motor und Triebstrang hat Einfluss auf Kraftstoff-verbrauch, Emissionen und Fahrleistungen. Der Motorwirkungsgrad wird durch die Muschellinien spezifischen Kraftstoffverbrauchs repräsentiert, siehe dazu Abschn. 3.3.3 „Verbrauchskennfeld“.

Die Triebstrangverluste können nach dessen Komponenten eingeteilt werden in Verluste, hervorgerufen durch:

• Anfahrelement: z.B. hydrodynamischer Drehmomentwandler, • Fahrgetriebe: z.B. Zahnradgetriebe, Umschlingungsgetriebe, • Endabtrieb und • Nebenaggregate: z.B. Lenkpumpe, Ölpumpe bei Automatgetrieben,

Klimaanlage, Verstellpumpe bei Stufenlosgetrieben.

Anhaltswerte für die Größe der Verluste bei verschiedenen Bauarten von Fahr-zeuggetrieben gibt Abschn. 2.4.6 „Getriebeverluste und Wirkungsgrad“.


Zur rechnerischen Bestimmung des Zugkraftangebots bzw. des Motorbetriebs-punkts ist die Kenntnis des Triebstrangwirkungsgrads ηges von der Motoraus-gangswelle bis hin zu den Antriebsrädern notwendig. Der Triebstrangwirkungs-grad stellt sozusagen einen weiteren Fahrwiderstand dar. Er setzt sich aus den Wirkungsgraden

1

V

1

2 1PP

PPη −== (3.23)

bzw. den Verlustleistungen PV der Einzelkomponenten des Triebstrangs zusam-men:

• Verzahnungsverluste: − Reibungsverluste, lastabhängig, − Plansch- und Quetschverluste durch Tauchschmierung, lastunabhängig,

• Lagerverluste: − Reibungsverluste, lastabhängig, − Schmierungsverluste, lastunabhängig,

• Dichtungsverluste: − Reibungsverluste durch Radialwellendichtringe an den Wellendurchtritten, − Reibungsverluste durch Kolbenringe zur Abdichtung von Drucköl bei

Schaltelementen, • Synchronisierungsverluste:

− Fluidreibung zwischen Synchronring und Reibkonus, • Kupplungsverluste:

− Fluidreibung bei nasslaufenden Lamellenkupplungen und Bremsen in Automatgetrieben und automatisierten Handschaltgetrieben,

• Wandlerverluste: − Verluste im hydrodynamischen Drehmomentwandler,

• Nebenaggregate: − Leistungsaufnahme von Hilfsaggregaten.

Es wird weiter unterschieden in Verluste, die

• von der Eingangsdrehzahl und dem Eingangsdrehmoment abhängig sind, • nur von der Motordrehzahl abhängig sind, dazu gehören vor allem die vom

Motor direkt angetriebenen Pumpen und • nahezu unabhängig von Drehzahl und Drehmoment sind. Beispielsweise

wird der Wirkungsgrad des Endabtriebs in der Regel als konstant angesetzt. Abbildung 3.5 zeigt diese Verlustleistungen am Beispiel eines koaxialen 6-Gang-Handschaltgetriebes bei Teillast im geschalteten 4. Gang. Hierbei handelt es sich nicht um den Direktgang.

In Abb. 3.6 ist der Triebstrangwirkungsgrad von der Motorausgangswelle bis zu den Antriebsrädern im 4. Gang eines 5-Gang-Handschaltgetriebes dargestellt. Als Nebenaggregat ist eine Lenkpumpe berücksichtigt. Erst im Niedriglastgebiet nimmt der Wirkungsgrad rapide ab.


Abb. 3.5. Aufteilung und Größe der Verlustleistungen eines koaxialen 6-Gang-Hand-schaltgetriebes im 4. Gang bei 50 % Teillast

Abb. 3.6. 3-D-Gesamt-Triebstrangwirkungsgradkennfeld des direkten 4. Gangs eines 5-Gang-Handschaltgetriebes

3.2 Vielfalt der Antriebsaggregate 85

Bei Handschaltgetrieben kann häufig mit ausreichender Genauigkeit mit einem konstanten Wirkungsgrad gerechnet werden. Bei Stufenlosgetrieben ist der Teil-lastwirkungsgrad deutlich schlechter und auch das Schleppmoment, Abb. 3.6, deutlich höher.

3.2 Vielfalt der Antriebsaggregate

Die in Abschn. 3.1 beschriebenen Fahrwiderstände müssen vom Antriebsaggregat in Zusammenarbeit mit den übrigen Komponenten des Antriebsstrangs über-wunden werden.

Der Energievorrat, der im Kraftfahrzeug mittransportiert werden muss, bedeu-tet „totes“ Gewicht und „totes“ Volumen. Deshalb sind für Fahrzeuge Energie-träger mit möglichst hoher Energiedichte wünschenswert. Abbildung 3.7 zeigt das Arbeitsvermögen an den Antriebsrädern einiger Energieträger.

Das Gewicht des Energiespeichers ist mit eingerechnet, ebenso ein Übertra-gungswirkungsgrad (Energie am Rad/Energie des Kraftstoffs). Weitere wichtige Kriterien bei der Auswahl eines transportablen Energieträgers sind die schnelle Wiederaufladbarkeit des Energiespeichers und die erforderliche Infrastruktur.

Abb. 3.7. Arbeitsvermögen verschiedener transportabler Energiespeichersysteme im Kraft-fahrzeug (in Anlehnung an [3.3, 3.6]). An den Antriebsrädern zur Verfügung stehende me-chanische Energie bezogen auf die Masse des Energiestoffs + Energiespeicher (Behälter). Unterschiedliche Wirkungsgrade der Motoren bei der Energiewandlung sind berücksichtigt


Dieselöl und Benzin schneiden bei diesen Betrachtungen am besten ab. Der Platz-bedarf bei der Verwendung von Elektrobatterien ist bei gleichem Speicher-volumen ca. 30-mal höher als bei Otto- und Dieselantrieb. Die Brennstoffzelle erreicht mittlerweile aber nahezu das geringste Speichervolumen von Otto- und Dieselantrieb, wenn H2 während der Fahrt aus Methanol gewonnen wird [3.12].

3.2.1 Übersicht

Der Antrieb eines Fahrzeugs lässt sich durch eine Vielzahl von Kombinationen aus energiespeichernden, energie- und kennungswandelnden Komponenten zusammensetzen. Dabei bestimmt das eingesetzte Antriebsaggregat den nachfol-genden Antriebsstrang in seinen Baugruppen und deren Auslegung entscheidend.

Grundsätzlich sind im Kraftfahrzeug verschiedene Antriebsaggregate denkbar, siehe Abb. 3.8. Sie lassen sich in Verbrennungsmotoren und in Elektromotoren unterteilen. Für die Auswahl eines geeigneten Antriebs müssen

• Betriebsverhalten: Antriebskennung, Regelverhalten, Startwilligkeit, Energiespeicher etc.,

• Wirtschaftlichkeit: Spezifischer Energieverbrauch, spezifische Herstellkosten etc. und

• Umweltfreundlichkeit: Schadstoffemissionen, Geräusche, Schwingungen etc.

betrachtet werden. Ein entscheidender technischer Gesichtspunkt bei der Wahl des Antriebs-

aggregats ist die Motorkennung, das heißt der Verlauf der Volllastleistung über der Drehzahl.

Abb. 3.8. Übersicht über Antriebsaggregate für Kraftfahrzeuge


Abb. 3.9. Komponenten eines Elektroantriebs

Die einzelnen Antriebsaggregate sollen in ihrer Wirkungsweise hier nicht beschrieben werden. Es wird dazu auf die weiterführende Literatur verwiesen. Im weiteren Verlauf wird unter Verbrennungsmotor immer ein Otto- oder ein Diesel-motor verstanden.

3.2.2 Elektroantrieb mit elektrischem Energiespeicher

Als Antriebsaggregat dient bei diesem Konzept ausschließlich ein Elektromotor. Dieser besitzt über einen gewissen Drehzahlbereich die ideale Motorkennung mit P = konst., die der idealen Zugkrafthyperbel entspricht. Der Elektromotor kann aus dem Stillstand heraus, d.h. Motordrehzahl gleich Null, betrieben werden und ein Drehmoment aufbringen. Als elektrischer Energiespeicher kommt eine Batte-rie zum Einsatz, die an einem Stromnetz aufgeladen werden muss, bevor das Fahr-zeug über eine bestimmte Wegstrecke rein elektrisch und damit emissionsfrei angetrieben werden kann. Dann muss es zum Nachladen des Speichers wieder an das Stromnetz angeschlossen werden. Abbildung 3.9 zeigt die Komponenten eines Elektroantriebs. Ein zusätzlicher Drehmoment-/Drehzahlwandler ist nicht zwin-gend notwendig.

Aufgrund der relativ kurzen Reichweite, der eingeschränkten Fahrleistungen und des Ladezeitbedarfes der Batterie wird der Einsatzbereich von Fahrzeugen mit reinem Elektroantrieb in absehbarer Zukunft auf den Stadt- und Umlandverkehr beschränkt bleiben.

3.2.3 Elektroantrieb mit Brennstoffzelle

Der elektrische Antrieb mit Brennstoffzelle besitzt als primären Energiespeicher einen Tank mit einem Brennstoff (z.B. Wasserstoff oder Methanol). Als Antriebs-aggregat wird ein Elektromotor eingesetzt, siehe Abb. 3.10.

Die Brennstoffzelle dient, ähnlich einer Batterie, zur direkten Umwandlung der chemischen Reaktionsenergie des Brennstoffs in elektrische Energie für den Antrieb.


Abb. 3.10. Elektroantrieb mit Brennstoffzelle

Dieser direkte Prozess kann gegenüber Verfahren, die einen Umweg über thermi-sche Energieumwandlung einschlagen (z.B. Verbrennungsmotor), Wirkungsgrad-vorteile aufweisen. Insbesondere bei Teillastbetrieb, wie z.B. im Stadtverkehr, werden diese Vorteile von Antriebssystemen mit Brennstoffzelle deutlich. In Abhängigkeit vom eingesetzten Brennstoff und dessen Gewinnungsart weist diese Technologie in der Antriebstechnik Potentiale zur Reduzierung von Schadstoff-emissionen auf.

Im Gegensatz zu Elektroantrieben mit elektrischem Energiespeicher wird das Problem der limitierten Reichweite entschärft, da Brennstoff nachgetankt werden kann. Allerdings kann der Brennstoffzellenantrieb ohne Zusatzbatterie keine kinetische Energie beim Bremsen rekuperieren (siehe Abschn. 3.2.4), da die Brennstoffzelle nur schwierig reversibel im Gesamtsystem betrieben werden kann.

In der Fahrzeugantriebstechnik kommt überwiegend eine auf einer Polymer-elektrolytmembran (PEM) basierende Brennstoffzelle zum Einsatz. Diese arbeitet bei Temperaturen kleiner 200 °C mit Wasserstoff oder mit Methanol als Brenn-stoff, siehe Abb. 3.11. Der Wasserstoff kann als solcher bereitgestellt werden oder durch Reformierung von Treibstoffen gewonnen werden. Systeme mit Treibstoff-reformierung weisen eine deutlich höhere Komplexität auf.

Abb. 3.11. Schematischer Aufbau und Ablauf in einer Wasserstoff-Sauerstoff-Brennstoffzelle


Der Aufbau und die Abläufe in einer Brennstoffzelle werden nachfolgend am Beispiel einer Wasserstoff-Sauerstoff-Brennstoffzelle vereinfacht erläutert:

Die Brennstoffzelle besteht aus zwei Elektroden (Anode und Kathode), die durch eine Membran (z.B. PEM) voneinander getrennt sind. Die Membran ist selektiv und daher nur für H+-Ionen durchlässig. Die Anode wird mit Wasserstoff (Brennstoff) umspült, der dort unter Abgabe von Elektronen zu H+-Ionen oxidiert wird. Die Kathode wird mit Luftsauerstoff (Oxidationsmittel) umspült. Dieser wird dort unter Aufnahme von Elektronen zu Anionen reduziert und reagiert mit den durch die Membran gewanderten H+-Ionen zu Wasser oder Wasserdampf. Zwischen den Elektroden entsteht eine Spannung und über einen elektrischen Verbraucher (z.B. Elektromotor) kann ein elektrischer Strom fließen.

Im Fall der Wasserstoff-Sauerstoff-Brennstoffzelle liegt diese Spannung theo-retisch bei 1,23 Volt im unbelasteten Zustand. Die Spannungslage des Systems kann durch die Reihenschaltung mehrerer Brennstoffzellen zu einem Stack gesteuert werden.

Technische Schwierigkeiten ergeben sich noch bei der Speicherung des hoch-flüchtigen Wasserstoffs und beim „Vereisen“ der Brennstoffzelle durch gefrieren-den Abgas-Wasserdampf bei sehr niedrigen Außentemperaturen.

Alle Brennstoffzellentypen haben noch ein recht hohes Kostenniveau. Dies liegt zum Teil an den geringen produzierten Stückzahlen, aber auch an den hohen Kosten der eingesetzten Rohstoffe (Edelmetall-Katalysatoren, teure Polymere).

Einer breit gefächerten Markteinführung der Brennstoffzellentechnologie stehen 2007 neben den noch offenen technischen und wirtschaftlichen Problemen auch noch Fragestellungen zur Gewinnung und Verteilung des Brennstoffes ent-gegen. Interessant stellt sich z.B. die regenerative Erzeugung von Wasserstoff aus Wasser mittels Elektrolyse unter Nutzung der Solartechnik oder der Windenergie-technik dar. Dabei ist der Weg der Energieumwandlung allerdings sehr aufwän-dig: Elektrolyse, Wasserstofftransport über Pipelines und Verflüssigung oder Komprimierung zur Speicherung, Rückwandlung in elektrische Energie in der Brennstoffzelle. Im Gegensatz zur direkten Speicherung der regenerativ erzeugten elektrischen Energie in einer Batterie hat diese Technologie daher einen wesent-lich kleineren Gesamtwirkungsgrad. Zur Klärung der Anforderungen an eine ver-änderte Infrastruktur (z.B. Tankstellennetz) werden zunehmend Forschungs- und Entwicklungsanstrengungen unternommen [3.11].

3.2.4 Hybridantrieb

Als Hybridantrieb werden Antriebe bezeichnet, die mindestens zwei verschiedene Antriebsaggregate und Energiespeicher haben [3.14]. Mögliche Energiespeicher sind:

• chemischer Energiespeicher: – konventioneller Kraftstofftank, • elektrischer Energiespeicher: – Batterie, Hochleistungskondensator • mechanischer Energiespeicher: – Schwungrad, – hydraulischer Druckspeicher.


Tabelle 3.6. Energiespeichertechnologien – Vergleich [3.6]

Li-Ion-Batterie NiMH-Batterie Doppelschicht-kondensator

theoretisch [kW/kg@10s] 2,0–3,5 1,3–1,8 7–10 1)

Leistungsdichte genutzte Leis-tungsdichte bei Fahrzeugausle-gung Hybrid [% kW/kg] 2)

< 30 % < 20 % < 70 %

theoretisch [Wh/kg] 3) 80–100 40–50 3–5

Energiedichte genutzte Energie bei Fahrzeugaus-legung Hybrid [DoD] 4)

5–15 % 5–15 % bis 90 % möglich

Einsatztemperatur [°C] –30 bis +60 –30 bis +45 –30 bis +70 1) Leistungsdichte bei mittlerer Entladespannung 2) Aus Fahrzyklen entnommene über die Zeit gemittelte Rekuperations- und Boostleistung 3) Annahme: Zellen sind leistungsoptimiert ausgelegt 4) Um die im Automobilbereich geforderten Lebensdauern zu realisieren, wird bei Batte-

rien nur ein Teil der zur Verfügung stehenden Energie pro Lade-/Entladezyklus umge-setzt („Depth of Discharge“, d.h. Entladetiefe)

Elektrische Energiespeicher werden bei Generatorbetrieb einer elektrischen Ma-schine aufgeladen. Bei motorischem Betrieb wird die gespeicherte elektrische Energie wieder zurück in den Antriebsstrang gespeist. Bei den elektrischen Ener-giespeichern konkurrieren hauptsächlich die folgenden verschiedenen Technolo-gien:

• Lithium-Ionen-Batterien (Li-Ion), • Nickel-Metallhydrid-Batterien (NiMH) und • Hochleistungs-Doppelschichtkondensatoren („Ultracaps“ oder „Supercaps“). Einen Vergleich der wesentlichen Eigenschaften dieser verschiedenen Energie-speicher-Technologien zeigt Tabelle 3.6.

Mechanische Energiespeicher dienen bislang vor allem der Anfahrunter-stützung. Sie werden bei Fahrzeugen mit häufigen Halt- und Anfahrvorgängen, beispielsweise Stadtbussen, zur Speicherung von Bremsenergie eingesetzt. Die mechanische Energie des Schwungrad- oder Gyrospeichers wird in elektrische Energie umgewandelt und speist den Elektromotor. Schwungräder können auf-grund ihrer hohen Drehzahl und der damit verbundenen großen kinetischen Energie jedoch ein Sicherheitsrisiko im Fahrzeug darstellen.

Die Ursachen für die stark forcierten Entwicklungsaktivitäten der Automobil-industrie auf dem Gebiet der Hybridantriebstechnik, die bereits zur erfolgreichen Markteinführung von ersten Serien-Hybridfahrzeugen geführt hat, sind viel-schichtig: steigende Ölpreise erhöhen den Druck auf die Automobilhersteller,


alternative, verbrauchsarme Antriebskonzepte anzubieten. Dieser Druck wird ver-stärkt durch eine strengere Umweltgesetzgebung in vielen Ländern, durch die die Emission von Abgasen wie z.B. CO2 reduziert werden soll. Verbunden mit dieser Gesetzgebung sind häufig Steuervergünstigungen für Hybridfahrzeuge. Da Hyb-ridfahrzeuge im Hinblick auf die Kriterien Kraftstoffverbrauch und Emissionen interessante Lösungsansätze zeigen, hat sich das Image dieser Antriebstechnik („Green Image“) in den vergangenen Jahren enorm verbessert [3.13].

Verbrennungsmotor + Elektroantrieb

Die Kombination Verbrennungsmotor + Elektroantrieb mit den dazugehörigen Energiespeichern weist gegenüber reinen Elektrofahrzeugen eine bessere Reich-weite und Verfügbarkeit auf. Die Eigenschaft von Elektromotoren, bereits bei niedrigen Drehzahlen ihr maximales Drehmoment zur Verfügung zu stellen, ermöglicht eine interessante Ergänzung zu konventionellen, rein verbrennungs-motorischen Antrieben, wie aus Abb. 3.12 ersichtlich wird.

Auch bei niedrigen Leistungsauslegungen kann das elektromotorische Dreh-moment relativ hoch sein. Mit der Erhöhung der Drehzahl steigt die Leistung annähernd linear an bis zur so genannten Eckdrehzahl, bei der die maximale Leis-tung erreicht ist. Über der Eckdrehzahl nimmt das elektromotorische Drehmoment entlang einer Leistungshyperbel ab. In diesen Drehzahlbereichen erreichen typischerweise die Drehmoment- und Leistungskurven des Verbrennungsmotors ihre Höchstwerte, so dass aus der Kombination von Elektromotor und Verbren-nungsmotor vorteilhafte Betriebszustände resultieren können [3.4–3.5]:

Abb. 3.12. Charakteristischer Verlauf von Drehmoment und Leistung bei Elektromotor und Verbrennungsmotor (Beispielauslegungen)


• Temporäres geräusch- und emissionsfreies rein elektrisches Fahren (z.B. in Ballungsgebieten),

• Elektrisches Anfahren/Rangieren ohne Verbrennungsmotor, • Rückgewinnung von kinetischer Energie beim Bremsen durch

Aufladen des elektrischen Energiespeichers über generatorischen Betrieb des Elektromotors (Rekuperation),

• Drehmomentunterstützung des Verbrennungsmotors durch den Elektromotor (Boosten),

• Verbrennungsmotor-Start-Stopp bei Stop-and-Go-Verkehr oder Ampelstopp,

• Versorgung des Fahrzeugbordnetzbedarfes durch generatorischen Betrieb des Elektromotors (ermöglicht Entfall der Lichtmaschine).

Allerdings haben Fahrzeuge mit Hybridantrieb einen Gewichtsnachteil gegenüber denen mit nur einer Antriebsart, da sie neben dem zweiten Antrieb auch einen zweiten Energiespeicher benötigen.

Drehstrommotoren bieten bei geringerem Gewicht und Bauraumbedarf den Vorteil einer hohen Leistungsdichte und bieten sich dadurch für den Einsatz in elektrischen oder hybridischen Fahrzeugantriebssträngen an. Dabei kommen im Wesentlichen Drehstrommotoren der folgenden beiden verschiedenen Technolo-gien zur Anwendung: • Asynchronmaschine (ASM) und • Permanenterregte Synchronmaschine (PSM) .

Darüber hinaus kommen auch Sonderbauformen von Elektromotoren zum Einsatz:

• Permanenterregte Transversalflussmaschine (TFM) und • Geschaltete Reluktanzmaschine / Switched Reluctance Machine (SRM). Gleichstrommotoren kommen als leistungsstarke Antriebsmaschinen in heutigen Fahrzeuganwendungen kaum noch zum Einsatz.

Tabelle 3.7. Hybridklassen, in Anlehnung an [3.13]

Mikro-Hybrid Mild-Hybrid Voll-Hybrid

Leistung E-Motor 2–10 kW 4–20 kW > 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 Dimensio-nierung des Energiespeichers)

•


In Abhängigkeit von den Leistungsdaten des elektrischen Antriebszweiges (Elekt-romotor 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 vor-teilhaft 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 aus-

schließlich 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 Verbren-

nungsmotor kann dieser nahe seinem Verbrauchsbestpunkt betrieben wer-den. Ist dabei die abgegebene Motorleistung höher als die Bedarfsleistung aus den Fahrwiderständen, kann mit der zur Verfügung stehenden Über-schussleistung die Batterie aufgeladen werden. Ist die abgegebene Leistung des Verbrennungsmotors geringer als die Bedarfsleistung aus den Fahrwi-derständen, 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 Drehmoment- und 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 leis-tungsverzweigten Hybriden zu.


Abb. 3.13. Hybridantriebsstränge. a Serieller Hybridantriebsstrang; b Paralleler Hybrid-antriebsstrang; 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 Fahr-leistungen und ein geringes Verbrennungsgeräusch. Nachteilig sind die erforder-liche 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 Otto-motoren 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 Entwick-lungslinie zielt auf Down-Sizing zur Kraftstoff- und Emissionsreduzierung, eine andere auf die Erhöhung der Fahrleistung (Sportmotoren). Tabelle 3.8 nennt typi-sche 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]

Ohne Aufladung Mit Aufladung Sportmotor*)

Ottomotor 100 150 200

Dieselmotor – 170 220


Abb. 3.14. Kennlinien eines Verbrennungsmotors

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

nenn

max

TTτ = (3.24)

und das Drehzahlverhältnis (Drehzahlelastizität)

)( max

nenn

Tnnν = . (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 er-reichen. Prinzipiell werden drei typische Charakteristiken unterschieden, siehe Abb. 3.15.


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 Dreh-zahl- und Drehmomentwandler, besitzt einen Übersetzungsbereich, die Getriebe-spreizung (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 über-mittelt. 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.


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

3.3.3 Verbrauchskennfeld

Für jeden Verbrennungsmotor lässt sich im stationären Betrieb der Kraftstoff-verbrauch 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 Motor-leistung 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-Diesel-motoren ebenfalls bei ca. 190 g/kWh.

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


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

Im Muscheldiagramm ist häufig anstatt des Motormoments der effektive Mittel-druck pme im Zylinder aufgetragen. Dabei gilt der Zusammenhang

Taktzahl2mit2

H

Mme == i

iVπTp , (3.27)

(1 bar = 105 N/m2). Dabei ist VH das Gesamthubvolumen in m3. Bei einem Vier-taktmotor 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 (Leistungshyper-beln) T(P = konst.) eingezeichnet. So ist die gleiche Motorleistung bei unterschied-lichen Drehmoment-/Drehzahlwerten – Punkte 1 und 2 im Muscheldiagramm – und damit auch bei unterschiedlichem Kraftstoffverbrauch erzielbar.

Auf jeder Leistungshyperbel lässt sich ein Punkt minimalen Kraftstoff-verbrauchs 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 Fahrwider-ständen 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 Fahr-zeuge Getriebe?“. Um der idealen Motorkennung mit Pmax = konst. über den gan-zen 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 Ermitt-lung dieser wichtigen Eckdaten des Getriebes. Sie sind die Basis für die Berech-nung, 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 Fahrzeu-gen mit Verbrennungsmotor durch das Zusammenwirken der Baugruppen des Antriebsstrangs. Abbildung 4.2 zeigt die hierarchische Gliederung der Einzelüber-setzungen im Antriebsstrang, ausgehend von der gesamten Antriebsstrangüber-setzung iA. Die Gesamtübersetzung des Antriebsstrangs bestimmt sich aus der Übersetzung iS des Anfahrelements, der Übersetzung iG des Getriebes und der Endübersetzung iE

EGSA iiii = . (4.1)

Das Verhältnis von Ausgangsdrehzahl n2 zu Eingangsdrehzahl n1 einer Trieb-strangkomponente wird als Drehzahlwandlung ν bezeichnet,

1

2

nnv = . (4.2)

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

1

2

TTµ = . (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

2

1

nni = , falls µ > 1,0. (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 behan-delt. Im Folgenden wird die Trockenkupplung als Standardanfahrelement voraus-gesetzt.

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 Gelände-fahrzeuge, 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 Raddreh-zahl 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 Überset-zung iA,max ab. Aus der zweiten Bedingung ergibt sich die Höchstgeschwindig-keitsübersetzung iA(vmax,th). Aus der dritten leitet sich die kleinste Antriebsstrang-übersetzung 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 Sekundär-seite „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

z

1

minG,

maxG,gesG, i

iii

i == , mit den Gängen n = 1 bis z. (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, benöti-gen eine größere Getriebespreizung. Das gleiche gilt für Fahrzeuge mit Diesel-motor, der eine geringe Drehzahlspreizung aufweist. Anhaltswerte für Getriebe-spreizungen 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.


Abb. 4.4. Anhaltswerte für die Spreizung von Getrieben verschiedener Fahrzeugarten. Bei den Automatgetrieben kommt zu den angegebenen Werten noch die Wandlung des hydro-dynamischen 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)

RµFF HmaxZ,AZ, =≤ .

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, Zu-ladung und Anhängerlast ein Gleichgewicht einstellen:

Maximales Zugkraftangebot FZ,A = Maximaler Zugkraftbedarf FZ,B

( ) aλmααfgmr

ηiT FStStRFdyn

gesmaxA,maxM, sincos1++= . (4.6)


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:

( )gesmaxM,

StStRFdynmaxA,

sincosηT

ααfgmri

+= . (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 gewähr-leistet, dass steile Rampen gut überwunden werden können und ein Anhänger-betrieb möglich ist.

Das Beschleunigungsvermögen ist nicht nur von der Anfahrübersetzung abhän-gig, 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 Kehr-maschinen Gänge für extreme Langsamfahrt (vKriech) auf. Aus dem kinematischen Zusammenhang

dynR rω=v (4.8)

ergibt sich für einen Kriechgang bei Nkw

Kriech

dynminM,

maxA,30

6,3

v

rnπ

i = (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 Er-reichen der (Soll-)Höchstgeschwindigkeit bei maximaler Motordrehzahl ange-nommen, so gilt für die kleinste Antriebsstrangübersetzung


max

dynmaxM,

minA,30

6,3

v

rnπ

i = . (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 Nkw-Triebsträngen vorgenommen, da hier zum einen gesetzliche Regelungen die Maximalgeschwindigkeit bestimmen und zum anderen die Abregeldrehzahl des Dieselmotors eine Begrenzung darstellt. Die aus der zulässigen Höchstgeschwin-digkeit 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 unterschie-den 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 Fahrleis-tung umgesetzt wird, muss die Bedarfsleistungskurve PZ,B durch den Punkt maxi-maler 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-Trieb-strängen. Die Angaben zu den zulässigen Höchstgeschwindigkeiten beziehen sich auf Deutschland


Bei Pkw-Getrieben spielt im höchsten Gang aber auch die Beschleunigungs-reserve 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 Motordreh-zahl einstellt, wandert der Betriebspunkt im Muscheldiagramm in den Bereich hö-heren Kraftstoffverbrauchs. Diese Auslegung wird bei sportlichem Einsatz bevor-zugt, 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


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 Absen-kung der Motordrehzahl. Der Betriebspunkt wandert in einen Bereich günstigeren Kraftstoffverbrauchs. Zur Realisierung der unterdrehenden Auslegung, mit Ver-ringerung 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 Fahr-zeugs. 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 drehzahl-senkende 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 erzie-len.

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. Bei-spielsweise werden Lkw und Omnibusse, die überwiegend in flachem Gelände ge-fahren 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 Zug-kraftüberschuss 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 Endab-trieb 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

( )max

max

n

1n

Tnn

ii

≤= −ϕ . (4.11)

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


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

• Je höher die Gangzahl des Getriebes ist, desto besser ist die Leistungsaus- nutzung 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 Aus-legung 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-Gang- 2-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 Getriebeüber-setzungen 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 Diesel-motors 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 Motor-drehzahl 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

1zgesG,th

−= iϕ . (4.12)

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

thzn−= ϕii . (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-


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 Geschwindigkeits-bereich können bei Pkw dort vergrößerte Lücken im Zugkraftangebot in Kauf genommen werden.

Abb. 4.9. Gangabstufung. Auswirkungen im Zugkraft- und Geschwindigkeits-Drehzahl-Diagramm (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

iberechnet 4,14 2,93 2,05 1,43 1,00

b) Gang: progr. 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

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

( )( )1z gesG,2z1z0,52

11

− −−= iϕ

ϕ . (4.14)

Die Übersetzungen in in den Gängen n = 1 bis z berechnen sich zu ( ) ( )( )1nznz0,5

2nz

1zn−−−−= ϕϕii . (4.15)

Übliche Werte sind: φ 1 = 1,1 bis 1,7, φ 2 = 1,0 bis 1,2.

Die oben aufgeführte Berechnungsmethode liefert Startwerte für die Über-setzungswahl. In einer anschließenden Feinabstimmung werden die Gangüber-setzungen dann an das Fahrzeug angepasst. Dies geschieht durch Fahr- und Prüf-standsversuche und rechnerische Fahrsimulation.

Dabei spielen im Einzelfall aber auch die Prüf- und Abnahmebedingungen, bei-spielsweise für Verbrauch und Emissionen, eine Rolle. Ein Beispiel für die Aus-legung 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


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 Drehmo-mentenkapazität der Umschlingungsgetriebe beschränkt deren Einsatz momentan auf Fahrzeuge mit einem Getriebeeingangsmoment unter 400 Nm.

Die Verstellgeschwindigkeit des Getriebes und damit der Hub der Motordreh-zahl wirkt sich ganz entscheidend auf den Fahrkomfort aus [4.2]. Die Verstell-geschwindigkeit ist definiert zu

tin

tnn

dd

dd

AbtriebM ==& . (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 Beschleuni-gung umkehren; es kommt zum „Schaltrucken“, das vom Fahrer als unangenehm empfunden wird.

Zu niedrige Verstellgeschwindigkeiten verbessern zwar einerseits den Fahr-komfort, 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 erar-beitet. In diesem Kapitel geht es nun um die Abstimmung des Getriebes auf Motor und Fahrzeug. Dabei handelt es sich um Problemstellungen der Fahrzeuglängs-dynamik. Die Optimierung des Antriebsstrangs und seiner Komponenten erfolgt durch rechnerische Fahrsimulation, Fahr- und Prüfstandsversuche. Die Kompo-nenten 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 Zugkraft-angebot an den Zugkraftbedarf an und gewährleistet dadurch die gewünschten Fahrleistungen. Dazu wird der Drehzahlbereich des Motors auf einen Raddreh-zahlbereich bzw. einen Geschwindigkeitsbereich abgebildet. Analog wird der Drehmomentbereich des Motors auf einen Drehmomentbereich, bzw. einen Zug-kraftbereich 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 Antriebs-strangübersetzung 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 aufge-spannten Felds liegen. Bei Steigungs- oder Gefällefahrten, ebenso bei Beschleuni-gungsvorgängen, 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 spezifi-schen Kraftstoffverbrauchs herankommt. Siehe dazu auch Abschn. 3.3.3 „Ver-brauchskennfeld“.

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


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

Das Zugkraftangebot ist um den Triebstrangwirkungsgrad ηges reduziert. Er bein-haltet 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, ein-gezeichnet 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

aLStRAZ,BZ,AZ,ÜZ, FFFFFFFF −−−−=−= (5.1)

( ) aλmAcρααfgmηr

inTF

2WLStStRFges

dyn

AM21sincos)(

−−+−= v .

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 aufge-teilt. Üblicherweise in Steigvermögen bei unbeschleunigter Fahrt

StFLRAZ,ÜZ, sin αgmFFFF =−−= (5.2)

und in Beschleunigungsvermögen in der Ebene

aλmFFFF FLRAZ,ÜZ, =−−= . (5.3)


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

[ ][ ]

E1

dynM 1/min30

6,3km/h

ii

rnπ

=v :

v1.G [km/h] 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)

[ ] ( )ges

dyn

1EMAZ, 1000

kN ηr

iinTF = :

FZ,A1.G [kN] 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.


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

[ ] ( ) [ ]⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡++= 2

2

WLStStRFBZ, 6,3km/h

21sincos

10001kN vAcρααfgmF .

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] 0 50 100 150 200 250

f R 0,0124 0,0124 0,0131 0,0145 0,0200 0,0330

FZ,B0% [kN] 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 er-reicht 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 er-zielen und dadurch wirtschaftlich zu fahren, sind bei Nkw die fahrbaren Gefälle-geschwindigkeiten 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.


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 Dauerbremseinrich-tungen, 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,

gesdyn

AMges

dyn

R

MM

AZ,)(

)(η

rinTη

rnnnT

F =⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

= , (5.4)

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

gesM

RdynAB,M )( η

nnrFnT ⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= , (5.5)

gesdyn

AM

M

Rgesdyn

MAB,

)()(ηr

inT

nnηr

nTF =

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= .

(5.6)

Wird bei der Berechnung der Motorbremskraft ein variabler Triebstrangwirkungs-grad 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 Gleichun-gen des Zugbetriebs, Abschn. 3.1 „Leistungsbedarf“. Bei der Verzögerungsbrem-sung, a < 0 m/s2, wirken Trägheitskräfte. Sie entsprechen dem Beschleunigungs-widerstand Fa. Bei der Beharrungsbremsung ist a = 0 m/s2. Roll- und Luftwider-stand unterstützen den Bremsvorgang und erhalten ein negatives Vorzeichen.

Abb. 5.5. Leistungsfluss bei Zug- und Schubbetrieb


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

LRaHBB, FFFFF −−−= . (5.7)

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

),( AMAB,BB,DB, inFFF −= . (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 Zugkraft-diagramm eines 16-t-Lkw gezeigt. Der Einfluss einer zusätzlichen, gangverdich-tenden 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


Neben dem Zugkraftangebot sind in Abb. 5.6 die Kurven der maximalen gangab-hängigen 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 hydrodynami-schem Drehmomentwandler in Trilok-Bauweise ist das Wandlerversuchs-diagramm 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


Im Wandlerversuchsdiagramm, Abb. 5.7a, ist das bei der Pumpenversuchsdreh-zahl nPV = 2000 1/min ermittelte Pumpenversuchsmoment TPV (TP2000) und die zu-gehörige Drehmomentwandlung µ über der Drehzahlwandlung ν aufgetragen.

Vom Wandlerversuchsdiagramm ausgehend, werden die Pumpenmoment-parabeln 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

2PV

PV)(nTνk = (5.9)

und damit ergeben sich die Wandlerparabeln zu 2PP )( nνkT = . (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 Motor- bzw. Pumpenseite auf die Drehzahl nT und das Drehmoment TT der Turbinenseite des Wandlers umgerechnet. Dabei gilt:

PT nνn = . (5.11)

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


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

PT TµT = . (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 Dreh-zahlverhältnis im Kupplungspunkt bezeichnet. Im Wandlungsbereich des Trilok-Wandlers, für ν < ν K ist µ > 1. Das Zusammenwirken von Motor und Trilok-Wandler bei einem konventionellen Automatgetriebe ist in Abb. 5.8 dargestellt.

In Abb. 5.9 ist der Turbinen- bzw. Getriebeeingangsmomentenverlauf für Voll-last und Teillast – Linien gleicher Gaspedalstellung – angegeben. Der Kupplungs-punkt 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 Komfort-grenze nicht überschreiten. „Harte“ Trilok-Wandler ohne WK, die eine steil auf-gerichtete 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


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 ausrei-chend, 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 Wandlerüberbrückungskupplun-gen 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 schlupfgere-gelt 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 Aus-führungen von hydrodynamischen Drehmomentwandlern“.

5.2 Fahrleistungen

Die Fahrleistungen eines Kraftfahrzeugs sind durch seine erreichbare Höchst-geschwindigkeit 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 Be-schleunigung und der Zugkraft eines Kraftfahrzeugs ist in DIN 70020 [5.2] festge-legt. 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 Beispiel-fahrzeug 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 Beschleunigungsvermö-gen 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

Gang

nM [1/min] bei [km/h]

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 Prüf-bedingungen 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 Schaltge-triebes wird die maximale Geschwindigkeit in den jeweiligen Gängen festgelegt.

5.2.2 Steigvermögen

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

gmF

αF

ÜZ,maxSt,sin = . (5.13)


Abb. 5.10. a Gangabhängiges Steigvermögen; b gangabhängiges Beschleunigungs-vermögen 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 abge-lesen werden. Nach Gl. (5.13) lässt sich so das gangabhängige Steigvermögen berechnen und in Abhängigkeit der Geschwindigkeit in einem Diagramm auf-tragen, Abb. 5.10a.

5.2.3 Beschleunigungsvermögen

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

nF

ÜZ,max λm

Fa = . (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 Kraft-fahrzeugs. Er ist aber verstärkt auch unter dem Gesichtspunkt der Ressourcen-schonung 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 Prüfbedin-gungen zur Messung des Kraftstoffverbrauchs von Personenkraftwagen, Last-kraftwagen 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 ab-weichen. 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 Kraftstoff-verbrauchs, 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

dyn

AM 2 rπ

in v= . (5.15)

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

gesA

dynBZ,MBZ,

1)(ηi

rFnT = . (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

gesBZ,MBZ,

1)(η

FnP v= . (5.17)

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

gesKr

BZ,e

Kr

Mes

)(ηρ

Fbρ

nPbb ==v

. (5.18)

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


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 Zugkraft-bedarf an den Rädern von 862 N. Bei einem angenommenen konstanten Trieb-strangwirkungsgrad ηges = 0,92 ergibt sich nach Gl. (5.17) eine Motorbedarfs-leistung 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 Otto-kraftstoffs ρ Kr = 755 g/l, Abb. 3.17,

[ ]⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡=⎥⎦

⎤⎢⎣⎡=

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

=km100

4,12km

124,0

hkm150g755

kW40kWh

g350s

ll

l

b .

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) einge-setzt werden. Dann wird

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡=⎥⎦

⎤⎢⎣⎡=

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡==⎥⎦

⎤⎢⎣⎡

=km100

3,9km

093,092,0g755

3600kmkWh

mWsN862

kWhg270

sll

l

b .

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


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 Ge-schwindigkeit 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 Rollenprüf-stand 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 wer-den meist genormte Zyklen herangezogen, Tabelle 5.4. Bei diesen Zyklen ist als wichtigste Größe der Geschwindigkeitsverlauf, gegebenenfalls mit Stillstandszei-ten, 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 amerikani-schen FTP75-Testzyklus (Federal Test Procedure) dargestellt. Dieses Test-programm 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 Gesamtkraft-stoffverbrauchs aller Fahrzeuge eines Herstellers, der so genannte Flottenver-brauch. 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 Verein-barungen existieren auch mit dem japanischen Verband JAMA und dem koreani-schen Verband KAMA.


Tabelle 5.4. Wichtige festgelegte Fahrzyklen für Pkw

Zyklus

Zeit [s]

Länge[m]

ø-v[km/h]

vmax[km/h]

Besonderheiten

Ziel

NEFZ2000 (EU)

1180

11007

33,6

120

• hoher Leerlaufanteil (28 %)

• Abgas • 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


Highway-Cycle (USA)

765

16444

77,4

96,4

• Bestimmung Kraft- stoffverbrauch • Bestimmung NOx

• Verbrauch

SC03-Cycle (USA)

594

5792

34,8

88,2

• Start Control- Zyklus • Klimaanlage an • SFTP-Zyklus: Einzeltest oder zusammen mit FTP75

• Abgas

US06-Cycle (USA)

600

12872

77,9

129,2

• Belastungszyklus (Autobahnzyklus) • Heisstest • SFTP-Zyklus: Einzeltest oder zusammen mit FTP75

• Abgas

New York City Cycle (USA)

600

1931

11,4

44,6

• Running Loss Test

• Verdunstungs- messung bei Pkw mit Otto- motoren

CARB Unified Cycle (USA)

1735

17699

36,7

108,1

• wahlweise anstelle FTP75

• OBD-Test

10•15-Mode (Japan)

660

4160

22,7

70

• Heißstarttest • Bis 2010


11-Mode (Japan)

505

4083

30,6

60,0

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

• Abgas

JC08 (Japan)

1204

8200

24,4

81,6

• ab 2008 geplant als Kaltstarttest • ab 2011 geplant als Kaltstart- und Heiß- starttest

• Abgas


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

Bei Nkw wird der Kraftstoffverbrauch üblicherweise auf realen Strecken gemes-sen bzw. durch Fahrsimulation errechnet. Durch die starke Variation der Aufbau-ten und die Ausrüstung ist der Vergleich von Nkw anhand ihres Verbrauchs schwieriger als bei Pkw. In der Regel wird die Kurve des spezifischen Volllast-verbrauchs des Motors herangezogen. Üblich ist auch Messung von Teil-lastverbräuchen der Testfahrzeuge für einige Konstantgeschwindigkeiten – bei-spielsweise: 70, 80 und 95 km/h. Für Omnibusse, v.a. Linienbusse, existieren fir-menspezifische Musterzyklen.

Bei Nkw besteht ein Zielkonflikt zwischen der Fahrgeschwindigkeit und dem Kraftstoffverbrauch. Eine Möglichkeit zur Bewertung ist der Wirtschaftlichkeits-faktor [5.7]:

srbrauchStreckenvendigkeitttsgeschwiDurchschniaktorlichkeitsfWirtschaft-Nkw

bv∅

= . (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 Ein-fluss auf den Verbrauch hat aber der Fahrer!


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, Klima-

anlagen usw., • Optimierung des Getriebewirkungsgrads. Hier ist vor allem an Stufenlos-

getriebe, 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 Regel-strategie 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. Motor-wirkungsgrad 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 unter-schiedliche Regelkennlinien, Abb. 5.13. Die verbrauchsoptimale Regelkennlinie entspricht der Linie minimalen Kraftstoffverbrauchs. Eine hinsichtlich den Fahr-leistungen 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 Über-setzungsänderung sind angebracht. Siehe dazu auch Kapitel 13.

5.4 Emissionen 135

Abb. 5.13. Motorkennfeld nach Abb. 5.2, mit beispielhaften Regelkennlinien für ein Stu-fenlosgetriebe: 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 über-setzungsbedingten Motorbetriebspunkt entstehen. Die Ursachen und Abhilfemaß-nahmen der Geräuschemissionen durch das Getriebe sind in Abschn. 7.5 „Ent-wicklung 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.


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 Typ-Prüfung erforderlichen Vorbereitungen, Randbedingungen sowie den Versuchs- und 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 Partikel-grenzwerte 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. Konventio-nelle Dieselmotoren von Nkw (größer 3,5 t) werden in einem stationären Testzyk-lus, dem European Stationary Cycle (ESC) vermessen. Die ESC-Prüfung besteht aus 13 stationären Prüfphasen (13-Punkte-Test) bei unterschiedlichen Motordreh-zahlen und Lastverhältnissen. In diesen Betriebspunkten werden die Schadstoff-komponenten 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 durch-geführt.

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 Verschlech-terung 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 Abnahme-tests, 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 Wandlerüber-brückungskupplung eines konventionellen Automatgetriebes den Verbrauch und das Abgas negativ beeinflussen. Zur Sicherstellung der korrekten Getriebefunkti-onen 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. Abgas-relevante Informationen werden zusätzlich durch den Programmbaustein „OBD-Verwaltung“ 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 Getriebe-steuergerät, 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-Richt-linien der Fall ist. Vielmehr sind verschiedene Grenzwertstufen und deren schritt-weise 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


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 Geräuschver-halten des Antriebsstrangs muss Rechnung getragen werden. Der Antriebsstrang ist ein schwingungsfähiges System. Die einzelnen Komponenten haben unter-schiedliche 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 ungleich-förmige, idealisiert betrachtet, sinusförmige Drehzahlverlauf des Verbrennungs-motors, Abb. 5.16. Das mit der Zündfrequenz pulsierende Antriebsmoment des Verbrennungsmotors regt diese Torsionsschwingungen an. Für die Dreh-schwingungsanregung ist hierbei nicht die Motorgrundfrequenz (also die Motor-drehzahl), sondern deren Vielfache (Motorordnung) maßgebend. Bei einem Vier-takt-Verbrennungsmotor ist die Zylinderzahlhalbierende der maßgebende Anteil der Torsionsschwingung, bei dem die Zündung bei jeder zweiten Kurbelwellen-umdrehung erfolgt. Beispielsweise ist bei einem Vier-Zylinder-Viertakt-Ver-brennungsmotor die zweite Ordnung die dominierende Vielfache der Motor-drehzahl. Mit der Entwicklung von hochdynamischen, verbrauchsgünstigeren und emissionsärmeren Verbrennungsmotoren wurde in den letzten Jahren der Un-gleichförmigkeitsgrad 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 Geräuschemissions-vorgaben führt unter anderem zu einer verstärkten Komfortbeeinträchtigung der Fahrzeuginsassen durch Schwingungen und Geräusch in der Fahrgastzelle.

Deshalb sind Maßnahmen zur Minimierung dieser Antriebsstrangschwingun-gen unabdingbar. Die Komfortsteigerung kann durch die Abstimmung und Optimierung des Antriebsstrangs hinsichtlich der Reduzierung von Torsions-schwingungen erreicht werden. Hierbei wird der Entkopplung des Verbrennungs-motors 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-Liter- Vier-Zylinder-Diesel-Motors über den Zeitraum einer Kurbelwellenumdrehung

Bekannte Maßnahmen zur Entkoppelung des Verbrennungsmotors vom nachfol-genden 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 Schwung-

massenaufteilung 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 Schwingungs- reduktion 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 ab-gekoppelt. Sobald der Wandler mit einer Überbrückungskupplung überbrückt wird, sind die Schwingungsprobleme wieder akut.

Das Getriebe ist nicht nur eine „erleidende“ Komponente im Schwingungs-system 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-


funktion der Kreuzgelenke, wie sie in Kardanwellen eingesetzt sind, werden Schwingungen erregt. Des Weiteren werden über das Rad regellose Schwingun-gen von der Straße her (von der Abtriebsseite) in den Antriebsstrang eingeleitet.

Zu diesem komplexen Gebiet der Dynamik des Antriebsstrangs sei auf die wei-terführende 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 sys-tematisch 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 Fahr-zeugart (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 Wirtschaft-lichkeit, 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 Achs-antrieb 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 Anord-nungsmöglichkeiten.

Tabelle 6.1. Theoretische Möglichkeiten für die Anordnung von Motor und Antrieb

Antrieb Anordnung vorn hinten vorn + hinten

vorn Frontantrieb Standardantrieb Allradantrieb Motor

hinten Nicht praktikabel Heckantrieb Allradantrieb

142 6 Systematik der Fahrzeuggetriebe: Konstruktive Grundkonzepte

Bei nicht geländegängigen Pkw haben sich der Frontantrieb und der Standard-antrieb 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-Antriebs-strängen 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 Kompo-nenten im Fahrzeug wieder. Nachfolgend sind häufig anzutreffende Varianten aufgeführt.

Tabelle 6.2. Morphologischer Kasten für Pkw-Antriebsstränge

Parameter Ausprägungen (Pkw)

Lage des Motors

Fronteinbau - längs

Fronteinbau- quer

Heckeinbau - längs

Heckeinbau - quer –––––––––––

Angetriebene Achse(n)

Vorderrad-antrieb

Hinterrad-antrieb

Allradantrieb ––––––––––– –––––––––––

Stellung von Motor zum Getriebe

Motor vor Getriebe

Motor hinter Getriebe

Motor über Getriebe

Motor neben Getriebe

Motor längs, Getriebe quer (T-Anord-nung)

Stellung von Motor und Getriebe zum Achsantrieb

Motor, Ge-triebe und Achsantrieb als Block

Achsantrieb getrennt von Motor und Getriebe (Standard-antrieb)

Motor ge-trennt von Getriebe und Achsantrieb ––––––––––– –––––––––––

Bauliche Kombination Getriebe / Achsantrieb

Achsantrieb in Getriebe integriert

Achsantrieb an Getriebe angeflanscht

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

Achsantrieb Stirnräder Kegelräder-Spiralkegel-trieb

Kegelräder-Hypoidkegel-trieb

Schnecken-räder

Zugmittel-trieb

Sperre für Differential

Ungesperrt Selbst-sperrend

Manuell sperrbar

Elektronisch sperrbar –––––––––––

Ausgleichs-getriebe

Stirnräder Kegelräder Schrauben-räder

Schnecken-räder –––––––––––

Getriebe-bauart

Einstufig Zweistufig, z.B. Vorge-legegetriebe

Mehrstufig, z.B. Dreiwel-lengetriebe

––––––––––– –––––––––––

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 Vorder-achse, Getriebe in Längsrichtung an den Motor angeflanscht, Achsantrieb mit Differential an der Hinterachse; h Längsmotor vorn über/hinter der Vorderachse, Getriebe in Längs-richtung 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


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 aus-nahmslos 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 Allrad-antrieb (Off-Road-Betrieb) alle Achsen, unter Einschluss der Lenkachsen, ange-trieben. Die gebräuchlichen Einbaufälle für Zweiachs-, Dreiachs- und Vierachs-fahrzeuge zeigt Abb. 6.4. Für die Benennung der Antriebskonzepte in Abb. 6.4 gilt: Anzahl der vorhandenen Räder (Radpaare) x Anzahl der angetriebenen Räder


(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 Allrad-antrieb ausgerüstet. Der Motor liegt vorn oder in der Fahrzeugmitte, die Antriebs-achsen sind Lenktriebachsen als Vorderachsen und Starrtriebachsen als Einzel- oder Doppelhinterachsen. Der Antrieb erfolgt von einem Verteilergetriebe (Abschn. 6.8.4) aus.

Im Gegensatz zum Pkw hat die Antriebskonzeption von Nkw nur geringen Ein-fluss auf die Gestaltung des Fahrzeuggetriebes. Die prinzipiellen Anordnungs-möglichkeiten der Bauteile im Triebstrang von Nkw lassen sich aus dem in Tabel-le 6.3 dargestellten morphologischen Kasten zusammenstellen.

Tabelle 6.3. Morphologischer Kasten für Nkw-Antriebsstränge

Parameter Ausprägungen (Nkw)

Motor und Getriebe-anordnung


Fronteinbau- quer

Heckeinbau - längs

Heckeinbau - quer

Unterflur

Anzahl der Triebachsen

Eine Zwei Drei Vier –––––––––––

Art der Achse

Triebachse mit/ohne Durchtrieb

Lenkachse Lenktrieb-achse

Nachlauf-achse –––––––––––

Durchtrieb zur zweiten Achse

Ja Nein ––––––––––– ––––––––––– –––––––––––

Achsantrieb Kegelräder-Spiralkegel-trieb

Kegelräder-Hypoid-kegeltrieb

Schnecken-räder

Doppel-kegelräder

Stirnradstufe

Untersetzung im Mittel-trieb

Einfach Stirnradvor-gelege, schaltbar

Stirnradvor-gelege, nicht schaltbar

Planetenvor-gelege, schaltbar

Planetenvor-gelege, nicht schaltbar

Ausgleichs-getriebe

Stirnräder Kegelräder Schrauben-räder

Schnecken-räder –––––––––––

Sperrmög-lichkeit für Differential

Ungesperrt Selbst-sperrend

Manuell sperrbar

Elektronisch sperrbar –––––––––––

Naben- getriebe, s. Abb. 6.73

Ohne Naben- getriebe

Stirnradvor-gelege, au-ßenverzahnt

Stirnradvor-gelege, in-nenverzahnt

Stirnrad-planeten-getriebe

Kegelrad-planeten-getriebe


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


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 Witterungs-

bedingungen (trockene Fahrbahn, Nässe, Eis, Schnee).

Dem stehen vor allem die Nachteile des konstruktiven Mehraufwands, des höhe-ren Gewichts (Kraftstoffverbrauch) und des höheren Platzbedarfs gegenüber.

Neben völlig eigenständigen Allradantriebskonzepten für geländegängige Pkw (Off-Road-Betrieb) und Spezialfahrzeuge, z.B. Rallyefahrzeuge, wurden Allrad-antriebe 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“).


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 Reali-sierung 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


Unterscheidungskriterium ist dabei die Art der Kopplung der beiden anzutreiben-den Achsen. Der Leistungsfluss zwischen Vorder- und Hinterachse kann differen-tialgesteuert 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 Über-setzung beliebig auf die beiden Antriebsachsen verteilen. Gängige Momenten- aufteilungen 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 Vor-der- und Hinterachse ist die Zugkraftaufteilung nur für einen Punkt, den Aus-legungspunkt, 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 vari-abler 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 Verspan-nungen 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 Mitteldiffe-rential 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 Temperatur-schwankungen) beeinflusst werden. Eine „weiche“ Kupplungskennlinie, d.h.


kleines Kupplungsmoment bei großer Relativdrehzahl, ist wünschenswert, um Verspannungen im Antriebsstrang zu vermeiden, während eine „harte“ Kupp-lungskennlinie, 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 Fahr-zustand 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 kupplungs-gesteuerten Systemen, ist der über eine (elektronisch schaltbare) Lamellenkupp-lung und ein (sperrbares) Differential realisierte Allradantrieb. Mit dieser Lösung lässt sich bei identischem Fahrverhalten (Einachsantrieb) bezüglich des Ausgangs-fahrzeugs ein hoher Komfort realisieren. Allerdings ist der technische Aufwand für diese „Traktionshilfe“ sehr hoch.

Oft werden die Allradantriebe von Pkw auch verschiedenen Generationen zu-geordnet. 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 differential-gesteuertes System

Bsp. für kupplungs-gesteuertes System

1 VA/HA-Momenten-verteilung konstant

Stirnrad-Verteilerdifferential

Allradantrieb zuschalt-bar

2 VA/HA-Momenten-verteilung nach system-bedingter Kennlinie

TORSEN-Verteilerdifferential

Viskokupplung ungere-gelt

3 VA/HA-Momenten-verteilung nach regel-barer Kennlinie

Verteilerdifferential mit geregelter Lamellen-sperre

Viskokupplung geregelt

4 VA/HA-Momenten-verteilung frei wählbar

Varioantrieb

Lamellenkupplungen zu VA und HA geregelt

5 Momentenverteilung an den Antriebsrädern frei wählbar

–––––––––––––––––– „Torque-Vectoring“ / „Torque-Splitting“


Tabelle 6.5. Morphologischer Kasten für Allradantriebe von Pkw

Parameter Ausprägungen (Pkw-Allrad)

Lage des Motors


Fronteinbau- quer

Heckeinbau - längs

Heckeinbau - quer –––––––––––

Konzept Manuell zu-schaltbar

Automatisch zuschaltbar

Permanent ––––––––––– –––––––––––

Momenten-übertragungVA/HA

Starre-Kupplung

Lamellen-kupplung: geregelt/un-geregelt

Fliehkraft-kupplung

Visko-kupplung

Verteiler-differential

Momenten-verteilung

Konstant, z.B. 50 % : 50 %

Schlupf-abhängig

Geregelt ent-sprechend der Radlast

––––––––––– –––––––––––

Art der Längssperre

Starre Kupp-lung

Selbstsperr-differential

Viskosperre Lamellen-kupplung ungeregelt

Lamellen-kupplung geregelt

Art der Quer-sperre

Starre Kupp-lung

Selbstsperr-differential

Viskosperre Lamellen-kupplung

Sperrfunk-tion durch Bremsen-eingriff

Verteilerdif-ferential

Stirnrad-differential

Kegelrad-differential

Sonstige ––––––––––– –––––––––––

Verteilerge-triebe

Ins Getriebe integriert

Einzelne Baugruppe

An das Ge-triebe ange-flanscht

––––––––––– –––––––––––

Brems-stabilität

Freilauf Lamellen-kupplung ––––––––––– ––––––––––– –––––––––––

Auf die Notwendigkeit, die Bauformen und den Aufbau der verschiedenen Diffe-rentiale, inklusive der zugehörigen Sperren, wird in Abschn. 6.8.3 „Differential-getriebe, 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 zwi-schen Umfangs- und Seitenkraft am Rad bei hohen Querbeschleunigungen nötig.


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 Einachsan-trieb (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

RF HmaxU, µ= . (6.1)

Die maximale Seitenkraft FS,max ist

RF HmaxS, µ= . (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

RµFFF H2

S2

Ures ≤+= . (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 aus-geführt 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. zusätz-lichen 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 Bau-form. 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


Bei Standardantrieb (Längsmotor und Getriebe vorn, Antrieb hinten, Abb. 6.2g) kommt die koaxiale Getriebebauform zum Einsatz. Sind zwei Hinterachsen an-getrieben 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 auf-geführt, besitzt ein Fahrzeuggetriebe die vier Hauptfunktionen: „Anfahren ermög-lichen“, „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/Leistungs-fluss herstellen“ kann in die beiden Funktionsprinzipien formschlüssig oder kraft-schlüssig unterteilt werden. Die Funktion „Betätigen/Steuern“ kann durch eine Handschaltung, eine Automatisierung oder eine Automatik mit zugehöriger Steue-rung 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 Lösungsprin-zipien angegeben. Durch die Kombination der Lösungsprinzipien zu einem voll-ständigen Getriebe erhält man alle kombinatorisch nur denkbaren Getriebebauar-ten. 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 her-stellen“ sowie „Betätigen/Steuern des Getriebes“ für jede einzelne Getriebegruppe anzugeben. Die Hauptfunktion „Anfahren ermöglichen“ wird auch bei Mehr-Gruppengetrieben 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 Getriebe-gänge 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 Leistungs-fluss von einer Welle auf eine andere. Abbildung 6.11 zeigt Bauarten von 4-Gang-Getrieben 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 Leistungs-flusses wie bei Fahrzeugen mit Standard- oder Allradantrieb notwendig ist.

Bei der Standardbauweise des Antriebsstrangs (Motor und Getriebe vorn, An-trieb hinten) haben sich bisher fast ausschließlich die zweistufigen Vorgelege-getriebe mit koaxialer Eingangs- und Ausgangswelle durchsetzen können.


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 Gang-zahl die entsprechende Anzahl von Zahnradstufen. Durch den mehrstufigen Auf-bau 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 zu-nächst die grundsätzlichen Möglichkeiten der Übersetzungsänderung zu definie-ren. 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 Schalt-vorgang muss daher in einer Zeitspanne unter einer Sekunde ablaufen. Für Mehr-Gruppengetriebe bedeutet dies, dass die Schaltvorgänge in den einzelnen Getrie-begruppen (vorausgesetzt sie erfolgen nacheinander) innerhalb von 0,2–0,3 s ab-laufen 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 notwen-dige 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 Übersetzungs-änderung in Stufen. Allerdings wird hierbei die Zugkraft während des Schaltvor-gangs nicht unterbrochen, Abb. 6.13.

Man bezeichnet solche Getriebe auch als kraftschlüssig oder als Lastschalt-getriebe. Der Übergang von einer Übersetzungsstufe zur anderen wird ohne Unter-brechung des Leistungsflusses vollzogen. Zusätzliche Brems- oder Kupplungs-organe 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 Fahr-geschwindigkeit findet nicht statt.

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


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

Beispiele dieser Getriebeart sind Stufenautomatgetriebe (konventionelle Automat-getriebe, 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 Fah-rer 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 kontinu-ierlich 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 mecha-nische Varianten sind als Reibradgetriebe oder Umschlingungsgetriebe bekannt, bei denen ein Wandeln der Drehzahl auf kontinuierlich veränderbaren Durchmes-sern 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, vorzu-wählen.

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 betei-ligten 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“ Vorgele-gegetriebe 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 Überset-zung 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 orts-festem Steg wird definitionsgemäß aus einem Umlauf-Getriebe ein Stand-Getriebe.

Abb. 6.15. Stand- und Umlauf-Getriebe


Planetengetriebe bieten in einer Planetenstufe bereits neun kombinatorisch mögli-che 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 Hohl-rad definiert, Tabelle 6.7. In dieser Tabelle sind die drei trivialen Bewegungs-zustände, 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 Differential-getriebe. Werden mehrere Planetenstufen miteinander verbunden, erhält man ein so genanntes Koppelgetriebe. Derartige Getriebe bieten die Möglichkeit, unter-schiedliche 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 ge-schieht 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 Überset-zungen 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 Planeten-stufen aufgebaut. Die Übersetzungen der einzelnen Gangstufen sind nicht unab-hängig 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 Aus-schnitt aus einem Wilson-Getriebe und ein Simpson-Planetenradsatz vorgestellt, Abb. 6.16.

Planetenkoppelgetriebe können auch leistungsverzweigt sein. Bei der rechneri-schen Ermittlung der Leistungen in den einzelnen Pfaden können auch so genann-te 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 Gesamt-wirkungsgrad des Getriebes. Planetengetriebe können sehr geringe Gesamtwir-kungsgrade erreichen, die im Extremfall sogar negativ werden können. Dies ent-spricht 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 erarbei-tet, siehe hierzu auch Abb. 15.13. Mit Hilfe des in Abschn. 6.2 gezeigten morpho-logischen Kastens, Tabelle 6.6, können beispielsweise eine Vielzahl von Getrie-ben 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 Haupt- und Nebenfunktionen des zu entwickelnden Getriebes an die Konzeptphase anschließen. Mit dem Ergebnis dieser Bewertung, dem Lösungskonzept, kann dann die eigentliche Entwurfsarbeit beginnen.


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

Lösungsprinzipien

Funktion Zahnrad Um-

schlin-gungs-trieb

Rutsch-kupplung

Hydro-dyn.

Kupp-lung

Hydro-dyn.

Wandler

Hydro-stat.

Getriebe

Moment wandeln 5 4 0 0 4 4 Schlupf variieren 0 0 4 3 3 3 Wirkungsgrad 5 4 4 3 3 4 Lebensdauer 4 3 3 4 4 2 Ausfallrisiko 2 3 2 4 4 3 Bedienbarkeit 4 2 3 3 3 2 Bauraum 5 3 4 4 4 2 Preis 5 2 4 2 2 1 Gesamtpunktzahl 30 21 24 23 27 21

Nach Tabelle 6.8 empfiehlt sich für die Drehmomentwandlung das Zahnradpaar als mit Abstand preisgünstigstes Element. Der Nachteil, dass damit nur Stufen-getriebe 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 Vor-teilen 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 gleicher-maßen 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 Gerad-verzahnung 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 ver-schiebbare Welle mit zwei Ritzeln zwischen einem Rückwärtsgangrad der HW und einem Vorwärtsgangrad der VW; c Schieberad wird zwischen einem festen Rad der VW und ei-ner verzahnten Schiebemuffe einer Synchronisierung der HW eingeschoben; d verschieb-bare Welle mit zwei Ritzeln zwischen einem Vorwärtsgangrad der HW und einem Vor-wärtsgangrad der VW; e Rückwärtsgang mit Zwischenritzel dauernd im Eingriff, Schal-tung mit Schiebemuffe; f Rückwärtsgang mittels Zahnkette, Schaltung durch Schiebemuffe


6.6 Pkw-Getriebe

Bei Pkw unterscheidet man im Wesentlichen folgende Getriebebauarten und -bau-formen, 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 Fahrzeug-getriebe. FQ Frontquer-Antrieb; S Standardantrieb; FL Frontlängs-Antrieb; FLA Frontlängs-Allradantrieb; HL Hecklängs-Antrieb; HQ Heckquer-Antrieb; WSK Wandlerschaltkupplung; WK Wandlerüberbrückungskupplung

Schema Abb.-Nr.

Gänge Kennzeichen Einbau-lage

Hersteller Bezeichnung Konstruktion Abb.-Nr.

Lfd-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 10/

6.26 6 DCT, Prinzip FQ VW DSG 12.17–12.20 11/ 6.27 7 DCT S ZF 7 DCT 50 12.21 12/

6.30–6.31

4 AT, o. WK FQ 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 Aktiv-getriebe

12.28 19/

6.39 ∞ Hybrid,

verzweigt FQ Toyota/

Lexus P310 12.29 20/

6.41 ∞ CVT,

Toroid-Prinzip –– –– –– –– ––

–– ∞ CVT, Kettenvariator

FL Audi Multitronic 12.30 21/

–– ∞ CVT, Kettenvariator

FQ MB Autotronic 12.31 22/

6.43 ∞ CVT,

KettenvariatorFQ ZF CFT 30 12.32 23/

6.44 ∞ CVT,

geared neutral –– –– –– –– ––

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 Gang-stufen manuell vom Fahrer erfolgt. Sie werden ausschließlich mit Stirnrädern aus-geführt. 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


von einer Welle auf eine andere definiert. Diese Unterteilung bezieht sich auf die Vorwärtsgänge des Hauptgetriebes, nicht auf evtl. integrierte Achsantriebe, Diffe-rentiale 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 Front-motor oder bei heckgetriebenen mit Heckmotor. Dies gilt für beide der gängigen Einbaulagen des Motors – längs oder quer. Bei den einstufigen Vorgelege-getrieben ist meist der Achsantrieb in das Getriebegehäuse integriert. Wird aus Platzgründen eine sehr kurze Baulänge des Getriebes benötigt, kann die Über-setzung 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 Rückwärts-gängen 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 An-wendung. In ihnen sind üblicherweise keine Komponenten des Achsantriebs integ-riert, 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 übli-cherweise 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 einstufi-gen 4-Gang-Getriebe nur durch eine zusätzliche Zahnradstufe, welche an der der Antriebsseite gegenüberliegenden Gehäuseseite „angehängt“ wurde.


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 beste-henden 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 Getriebe-abtriebsseite. Der 4. Gang ist als Direktgang ausgeführt. Beim in Abb. 6.19b dar-gestellten 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, befin-den sich die Zahnradstufen des 1. und des 2. Gangs in der Nähe einer Wellen-lagerung. 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


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-Gang-Handschaltgetrieben. Die bestehenden 5-Gang-Getriebe werden durch Neukon-struktionen 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 Ein-gangswelle EW liegende Abtriebswellen AW1 und AW2 aufgeteilt. Dadurch er-geben 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 (Mercedes-Benz), ausgeführte Konstruktion Abb. 12.10


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 unter-schiedlichen Übersetzungen müssen daher – bei gleichem Achsabstand der Ab-triebswellen zur Getriebeeingangswelle – vollständig durch die jeweilige Über-setzung 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 Überset-zungen 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 Rücklauf-rad 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 um-gesetzt. Ausführungen der auch als In-Line-Getriebe bezeichneten Bauart zeigt Abb. 6.22. In Abb. 6.22a ist die Variante für Ottomotoren dargestellt. Der grund-sätzliche 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 Schalt-bild 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


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 Allradanwen-dung (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 Vorderachs-differential. 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 Vorder-achse 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 Wand-lerschaltkupplungsgetriebe WSK von VW (1967) zu nennen. Hier ist einem hyd-rodynamischen 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 Trenn-kupplung.


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 Getriebe-konzept 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 Verbrei-tung. 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 Hand-schaltgetrieben mit dem Bedienungskomfort vollautomatischer Getriebe. Der größte Unterschied zu lastschaltenden Automatgetrieben ist für den Benutzer der schlechtere Schaltkomfort, da der Schaltvorgang prinzipbedingt wie bei Hand-schaltgetrieben mit Zugkraftunterbrechung erfolgt. Versuche, mit überdimen-sionierten Synchroneinheiten und nicht vollständigem Öffnen der Kupplung eine Restzugkraft während des Schaltvorgangs zu übertragen, wurden in Versuchs-wagen 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 Getriebe-konzept. Der gute Wirkungsgrad des Getriebes kann mit einer verbrauchsopti-mierten 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


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 Einzelaktuato-ren für jede Schiebemuffe verkürzt werden.

Systeme mit Schaltwalzen haben den Vorteil, mit einem Aktuator auszu-kommen, andernfalls werden mindestens 2 Aktuatoren für die Schalt- und Wähl-bewegung 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-mecha-nischen 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 mög-lich. Bei hydraulischen Systemen werden in der Regel Linearbewegungen mittels Kolben umgesetzt. Siehe auch Kapitel 13 „Elektronische Getriebesteuerung“.

Elektro-mechanische Systeme verwenden meist Rotationsaktuatoren (Elektro-motoren) und werden vor allem bei kleineren, preisgünstigen Getrieben mit Dreh-momentkapazitäten 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 schalt-baren 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 Synchron-einheiten. Beim Schalten vom 3. in den 4. Gang müssen allerdings zwei Schiebe-muffen 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 Ge-triebe, 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 Gangwech-sel lassen sich damit durch gleichzeitiges Betätigen zweier Schiebemuffen (über-schneidendes Schalten) Verkürzungen der Schaltzeiten erreichen.


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 Doppelkupplungs-getrieben gearbeitet. Intention war, schwere Nutzfahrzeuge mit dieser Technik auszurüsten, um zugkraftunterbrechungsfreies Fahren zu ermöglichen. Ein serien-mäßiger Einsatz wurde allerdings nicht erreicht. In den 1980er Jahren griffen Porsche und Audi das Getriebeprinzip wieder auf und entwickelten Doppelkupp-lungsgetriebe 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 kombinie-ren. 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 Teil-getrieben, 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 Teil-getriebe enthält die geraden Gänge (2, 4, 6, …). Durch die Aufteilung der Gänge in Verbindung mit der Doppelkupplung sind DCT voll lastschaltbar. Die Doppel-kupplung wird bei DCT aber nicht nur zum Schalten eingesetzt – sie dient gleich-zeitig als Anfahrelement.


Abb. 6.26. Prinzipieller Aufbau von Doppelkupplungsgetrieben. Aufteilung in zwei autarke Teil-getriebe mit jeweils einer Kupp-lung 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


Abbildung 6.27 zeigt ein 7-Gang-DCT für Standardantrieb. Auf Grund der besse-ren 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 „Doppelkupp-lungen“. Dort wird deren Aufbau und Funktionsweise detailliert erläutert.

Nasslaufende Systeme benötigen wie konventionelle Automatgetriebe eine hydraulische Versorgung zur Kupplungsbetätigung sowie zur Kühlung der Kupp-lungen. 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 Wandler-überhöhung 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 Stufen-sprünge des Getriebes nicht zu groß werden.

Größter Vor- und zugleich Nachteil eines DCT mit trockenlaufender Doppel-kupplung 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 trocken-laufenden, 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 einzel-nen Planetenradsatz eine hohe Anzahl kombinatorisch möglicher Bewegungs-zustände. In den nachfolgend gezeigten Pkw-Automatgetrieben werden mehrere Planetenradsätze gekoppelt.

Eine in Automatgetrieben häufig verwendete Bauart ist der Ravigneaux-Planetenradsatz, Abb. 6.28. Der Ravigneauxsatz ist ein so genanntes reduziertes Planetengetriebe.


Abb. 6.28. Ravigneaux-Planetenradsatz. 1 gemeinsames Hohlrad; 2 schmales Planeten- rad; 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 konstruk-tiv 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 Pla-netengetriebe eine hohe Leistungsdichte. Ferner erfolgt die Leistungsübertragung nicht allein durch Abwälzen von Zahnrädern (Wälzleistung) wie bei Vorgelege-getrieben, 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 Lamellen-bremse. Bei der Bandbremse umschlingt ein Metallband eine Bremstrommel ein- oder zweifach und bremst durch Zuziehen des Bandes die Trommel ab. Dieser Bremsvorgang lässt sich in seinem Ablauf schwieriger steuern als bei Lamellen-bremsen, da durch das selbstverstärkende physikalische Prinzip dieser Konstruk-tion 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“.


Abb. 6.29. Blockschaltbild und Verlustleistungen in einem (konventionellen) Automat- getriebe

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 Öl-versorgung 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 Steue-rung. Sie ist zuständig für die Betätigung der Bremsen und Kupplungen im Getriebe. Deren Steuerung beeinflusst direkt die vom Fahrer empfundene „Schalt-qualität“ des Getriebes. Seit Mitte der 1990er Jahre sind elektronisch-hydraulische Steuerungen Standard [6.7]. Vereinfacht ausgedrückt sorgen Elektronik und Soft-ware 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 Wirkungsgradver-besserung 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.


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 Hohl-rad zum Abtrieb, und die wirksame Übersetzung beträgt i = 1,37.

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


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 Planetenrad-satz, 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 Leis-tungsverzweigung darf nicht mit dem einer geschlossenen Wandlerüber-brückungskupplung 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 Über-setzung 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 Planeten-getriebe 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 Rückwärts-gangübersetzung 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


Das Hohlrad des vorderen Planetenradsatzes wird vom Turbinenrad des Drehmo-mentwandlers 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 Planeten-radsatz. Hier erfolgt die Übersetzung in ähnlicher Weise wie im vorderen Plane-tenradsatz. Das hintere Sonnenrad stützt sich über den Freilauf F2, die Lamellen-kupplung 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 zuge-schaltet. 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 Turbi-nendrehzahl. 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 geschal-tet. Mit der Lamellenbremse BR werden der hintere Planetenträger und das mitt-lere Hohlrad festgehalten. Das mittlere Sonnenrad und das über Kupplung K3 verbundene hintere Sonnenrad drehen rückwärts und damit auch der Planeten-träger und die Abtriebswelle. Ein zweiter Rückwärtsgang kann analog dem 2. Gang zugeschaltet werden.

Das im Jahre 2003 vorgestellte 7-Gang-Automatgetriebe W7A 700 von Merce-des-Benz entstand durch Weiterentwicklung des Radsatzkonzeptes des 5-Gang-Automatgetriebes nach Abb. 6.32. Der vordere einfache Planetenradsatz wurde dabei durch einen inversen Ravigneaux-Radsatz (ein Sonnenrad und zwei Hohl-räder) 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 Vor-wärts- und zwei Rückwärtsgänge darstellen.


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 gekenn-zeichnet. ZF brachte mit diesem Radsatzkonzept in 2001 das erste Pkw-6-Gang-Automatgetriebe 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


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 Gesamtüberset-zung 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 Ravigneaux-Radsatz (RS2 und RS3) werden beide Sonnenräder mit der Drehzahl des Planeten-trägers von RS1 angetrieben. Der Ravigneauxsatz dreht im Block um, die Über-setzung 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 Über-setzung 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


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

Automatgetriebe in Vorgelegebauweise

Stufen-Automatgetriebe in Vorgelegebauweise haben den Vorteil, eine freie Über-setzungswahl 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 übli-chen Synchronschaltelemente sind durch Lamellenkupplungspakete ersetzt.

6.6.5 Pkw-Hybridantriebe

Im Rahmen der Antriebsaggregate für Fahrzeuge wird in Abschn. 3.2.4 „Hybrid-antrieb“ auf die Grundlagen und wesentlichen Kennzeichen von Hybridantrieben eingegangen. Dort ist in Tabelle 3.7 auch die gängige Einteilung in Mikro-, Mild- und Vollhybrid erläutert. Mikro- und Mild-Hybride werden in aller Regel als Parallelhybride ausgebildet. Beim Vollhybrid gibt es Realisierungen als Parallel-hybrid 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.


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 E-Maschine 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 erläu-terten Betriebszustände sind grundsätzlich und allgemeingültig.

Als Basisgetriebe bei dem in Abb. 6.37 dargestellten System „BMW-Aktiv-getriebe“ 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 nut-zen und die oben genannten Antriebs- oder Generatorfunktionen mit unterschied-lichen 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


Die zu Anfang dieses Abschnitts genannten Hybrid-Funktionen werden durch die in Abb. 6.38 dargestellten verschiedenen Betriebszustände umgesetzt. Die Pfeil-richtungen 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 Stillstands- phasen 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 Schub- energie 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 repro-duzierbar bleibt. Auch die Bordnetzversorgung des Fahrzeugs muss dabei gewähr-leistet sein.

2/ Leistungsverzweigter Hybridantrieb für Pkw

Mit dem nachfolgend beschriebenen leistungsverzweigten Hybridantriebsstrang können die Funktionen eines Vollhybrid – Bordnetzversorgung, Motor-Start-Stopp, elektrisches Fahren oder Rangieren, Boosten, und Rekuperation – abge-deckt werden. Anders als im vorangegangen Beispiel des „BMW-Aktivgetriebes“ mit einem konventionellen Automatgetriebe als Basisgetriebe und einer Elektro-maschine, handelt es sich beim leistungsverzweigten Hybridgetriebe P310 von Toyota/Lexus um ein speziell für Frontquer-Hybridanwendungen entwickeltes Aggregat mit zwei leistungsstarken elektrischen Maschinen.


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 Torsions-dämpfer mit Schwungmasse angebracht. Über die Getriebeeingangswelle wirkt der Verbrennungsmotor auf die Stegwelle eines ersten leistungssummierenden bzw. -verzweigenden Planetengetriebes (Summiergetriebe). Hier wird die ver-brennungsmotorische Leistung aufgeteilt in direkte mechanische Antriebsleistung für das Fahrzeug (Hohlrad des Summiergetriebes) und in einen elektrischen Leis-tungspfad (Sonnenrad des Summiergetriebes), der über einen elektrischen Genera-tor 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 Verbren-nungsmotor 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 Plane-tenräder 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 so-wohl auf das Hohlrad zum Antrieb der Räder als auch auf das Sonnenrad, welches den Generator antreibt (Leistungsverzweigung).

Beim starken Beschleunigen (Boosten) arbeiten Verbrennungs- und Elektro-motor gemeinsam als Antriebsquelle. Der elektrische Energiespeicher stellt zu-sätzliche Energie für den Elektromotor bereit. Wie in Abschn. 3.2.4 erläutert, wird durch die Verzweigung und die Zusammenführung eines mechanischen und elekt-rischen Leistungszweiges über das Summiergetriebe eine stufenlose Drehmoment-


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 Summier-getriebes 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 erhö-hen. Durch diese Drehmomentübersetzung wird eine kompaktere Bauweise des E-Motors ermöglicht. Der mechanische und der elektrische Anteil der Antriebs-leistung werden über die miteinander gekoppelten Hohlräder von Summier- und Reduziergetriebe über eine Zwischenwelle mit zwei Stirnradstufen zum Vorder-achsdifferential 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 betrie-ben 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


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 erläu-tert. Zum reinen Elektroantrieb siehe auch die Abschn. 3.2.2 und 3.2.3.

Der hydrodynamische Drehmomentwandler ist an sich auch ein Stufenlosge-triebe. Er wird aber nicht als Getriebe, sondern als Anfahrelement verwendet. Es wurde auch an stufenlos wirkende hydrostatisch-mechanischen Lastschaltgetrie-ben 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 Antriebs-stränge an.

Die in Serien-Pkw verwendeten Stufenlosgetriebe sind fast ausnahmslos Um-schlingungsgetriebe. Es wird daher nachfolgend näher auf diese eingegangen wer-den. 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, reib-schlüssig 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 Überan-pressungen zur Verschlechterung des Kettenwirkungsgrads, zu erhöhter Leis-tungsaufnahme 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 Aus-führung und Zuverlässigkeit des Anpresssystems und seiner Regelung eine hohe Bedeutung bei diesen Stufenlosgetrieben zu.


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 Schubglieder-kette (auch als Schubgliederband bezeichnet), Abb. 6.42, ist dazu mehr Arbeit notwendig. Aufgrund des feingliedrigen Aufbaus hat sie Vorteile beim „Eingriffs-stoß“ 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 Über-brückungskupplung. 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


Um die Spreizung des Stufenlosgetriebes über die üblichen 6,0 bis 6,5 des Varia-tors 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 Leis-tungsverzweigung 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 Gesamtüber-setzung in Abhängigkeit vom Kegelscheibenradienverhältnis i K und der aktiven Kupplung zeigt das Diagramm Abb. 6.44 rechts. Die Gesamtübersetzung

Giinni K

2

1 == , (6.4)

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

1

2K S

Si = , (6.5)

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

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 Wandlerschaltkupplungs-getrieben (WSK) verwendet. Aufgrund ihrer Robustheit sind die unsynchroni-sierten Klauengetriebe als Handschaltgetriebe bei Fernverkehr-Lastkraftwagen in vielen Regionen der Welt weit verbreitet, deren Marktanteile sind jedoch rück-läufig. 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 Produktions-zahlen“ und Kapitel 9 „Schalteinrichtungen“.

Tabelle 6.11. Marktanteile und Einsatzgebiete bei Nkw-Getrieben (ohne Hybrid und CVT)

Getriebe- bauart

Klauen- getriebe

MT

Synchron-getriebe

MT

Automat. Schalt-getriebe

AMT

Wandler- schalt-

kupplungs-getriebe

WSK

Automat- getriebe

AT

Gangzahl 6–9–12–16 5–6–9–12–16 6–10–12–16 6–16 4–7

Marktanteil,weltweit Abnehmend Hoch Zunehmend Sehr gering Gering

Einsatz- gebiete

Fernverkehr; Fahrzeuge außerhalb Europas

Nahverkehr;Fernverkehrin Europa

Nah- und Ver-teilerverkehr;Fernverkehr;

Überland- undReisebusse

Schwertrans-porter;

Baustellen-fahrzeuge

Baustellen- und Verteiler-

fahrzeuge; Stadt-Linien-

busse


Bei Nutzkraftwagen nimmt die Automatisierung der Klauen- und Synchron-getriebe immer mehr zu. Das liegt daran, dass einerseits der Wunsch nach höhe-rem Bedienungskomfort zur Fahrerentlastung deutlich angestiegen ist und ande-rerseits die entsprechenden Technologien zur Schaltvorgang-Automatisierung zu akzeptablen Kosten zur Verfügung stehen. Der weltweite Anteil dieser Getriebe-bauart nimmt sowohl bei Nah- und Verteiler- als auch bei Fernverkehr-Lastkraftwagen als auch bei Überland-Linien- und Reisebussen zu.

Die Wandlerschaltkupplungsgetriebe (WSK) gehören zur Gruppe der auto-matisierten 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-/Verteiler-fahrzeugen 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 Hersteller Bezeichnung Konstruktion Abb.-Nr.

Lfd-Nr.

6.45a 4 MT, 1-Gruppen-Getr. –– –– –– ––

6.45b 6 MT, 1-Gruppen-Getr.

ZF S 6-66 12.33 1/

6.46 5 MT, Berg-/Schnellgang-

Getr. –– –– –– ––

6.47 5 MT, Abtriebskonstante –– –– –– ––

6.48–6.50 –– MT, Mehr-Gruppen-Getr. –– –– –– ––

6.51–6.52 –– MT, Windungs-Getr. –– –– –– ––

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/




2 VW

Eaton TSO-11612 12.37 4/


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

–– –– –– ––

6.68 ∞ CVT, Hydrostat, verzweigt

ZF Eccom 12.50 14/

6.7.1 Nkw-Handschaltgetriebe (MT)

Nachfolgend wird der Aufbau der Nkw-Klauen- und Synchrongetriebe als Hand-schaltgetriebe 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.


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 Über-setzung des zweiten Zahnradpaars. Ein solches Ein-Gruppengetriebe mit Antriebs-konstante wird als zweistufiges Vorgelegegetriebe oder einfach als Vorgelege-getriebe bezeichnet.

Die Varianten der Räderanordnung bei vorgegebener Gangzahl sind vielfältig. In der Regel achtet man darauf, dass hohe Drehmomentwandlungen in der Nach-barschaft 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) ausge-führt ist, werden diese Getriebe bei Nkw als Berggang- bzw. Schnellgang-(Over-drive)-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


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 Direkt-gang-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 aus-geführt 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 Schalt- stufen 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.


Abb. 6.48. Kombination eines zweistufigen Hauptgetriebes mit ein- und zweistufigen Vor- bzw. Nachschaltgruppengetrieben. KH Vorschalt-Splitkonstante High; KL Vorschalt-Split-konstante Low; R Range; D Direkt; KR Konstante Range; KHaupt Konstante Hauptgetrie-be; SH Nachschalt-Splitkonstante High; SL Nachschalt-Splitkonstante Low

Mehr-Gruppengetriebe werden durch Kombination von ein-, zwei- oder mehr-stufigen 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 Vorschalt-Rangegruppe 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:


• 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 prob-lemlos 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 Zugkraft-diagramm eines Nkw mit Vorschalt-Splitgruppe in Abb. 5.6.

Zur Verdeutlichung der geometrischen Gangabstufung in Mehr-Gruppen-getrieben ist in Abb. 6.49 rechts jeweils der Logarithmus der Übersetzung auf-getragen.

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 einge-setzt. Dies hat folgende Ursache: Vorschalt-Splitgruppen weisen nur einen gerin-gen 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 Split-gruppe. Ist die Splitgruppe dem Hauptgetriebe nachgeschaltet, Abb. 6.48 unten, muss sie für die höchste im Hauptgetriebe erreichte Drehmomentsteigerung aus-gelegt 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 Range-gruppe schließt sich nahtlos an die des Hauptgetriebes an. Überschneidungen in den Übersetzungen einzelner Gänge werden durch die geometrische Gangabstu-fung, 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.


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)


Gemischte Gangfolge

Kombinatorisch sind auch Getriebevarianten mit einem oder mehreren Gruppen-getrieben realisierbar, deren sämtliche Gangstufen nicht mit dem gleichen Stufen-sprung (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 Nach-schaltgruppen 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 Split-gruppe 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 Vor-schalt-, 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


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

Die untersuchten Kombinationen lassen sich in die folgenden drei Klassen unter-teilen:

• 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), Nachschalt-Rangegruppe (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-Gruppen-getrieben. 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

)1(2 −= pz (6.6)

Gängen herstellen.


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 Trenn-stellen 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: 6 Vorwärtsgänge, • Windungsgetriebe, Abb. 6.52/2: 32 Vorwärtsgänge, • Zwei-Gruppen-Splitgetriebe, Abb. 6.52/3.1: 10 Vorwärtsgänge, • Zwei-Gruppen-Rangegetriebe, Abb. 6.52/3.2: 8 Vorwärtsgänge, • Drei-Gruppen-Split-/Rangegetriebe, Abb. 6.52/3.3: 12 Vorwärtsgänge.

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


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


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 Antriebsstrang-übersetzung 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 Anfahr-Zahnradstufe, dem so genannten Crawler, die nur für Anfahr- und Rangiervor-gänge eingesetzt wird. An der Getriebeausgangsseite ist eine 2-Gang-Range-gruppe in Planetenbauweise angeordnet.

In der Direktgang-Ausführung des Getriebes wird der Crawler mit einer Über-setzung 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-Gruppen-getriebe ein 16-Gang-Getriebe in Drei-Gruppenbauweise 2 x 4 x 2 dargestellt werden. Dabei entfällt der Anfahrgang Crawler. Die Gesamtspreizung dieses 16-Gang-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-Zwei-Gruppengetriebes (ZF), 4 x 2 + Crawler = 9 Gänge in Direktgang-Ausführung [6.48], ausgeführte Konstruktion Abb. 12.34


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-Drei-Gruppengetriebes für schwere Nutzkraftfahrzeuge in Direktgang-Ausführung (ZF), 2 x 4 x 2 = 16 Gänge, ausgeführte Konstruktion Abb. 12.35


Besonders die Planetenbauweise der Rangegruppe sorgt für eine kompakte Bau-länge. 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 vorgeschal-teten 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 Rückwärts-gänge 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 Nut-zung 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 so-wie 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 konventionel-len 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 Beuge-winkel) für die an das Getriebe anschließende Gelenkwelle.

Um eine gleichmäßige Belastung (Belastungsausgleich) der Zahnräder in bei-den Leistungszweigen sicherzustellen, ist die Hauptwelle radial nicht gelagert, sondern nur geführt. Sie zentriert sich bei Belastung zwischen den beiden Vorge-legewellen. Da die Hauptwelle nicht in der Lage ist, große Axialkräfte aufzu-nehmen, werden geradverzahnte Stirnräder eingesetzt. Um dennoch gute Lauf-eigenschaften 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 Direkt-gang 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 Zahn-breiten nicht üblich (vgl. auch Tabelle 6.13). Sie wird in diesem Fall aufgrund der sich durch die Leistungsteilung ergebenden geringeren Gesamtzahnbreite trotz-dem angewandt. Das Hauptgetriebe ist klauengeschaltet, die Nachschalt-Splitgruppe ist synchronisiert.


Abb. 6.55. Getriebeschema, Leistungsflüsse und Übersetzungen des Eaton Twin Splitter-Getriebes in Overdrive-Ausführung; 4 x 3 = 12 Gänge: 4-Gang-Hauptgetriebe in Zwei-Vorgelege-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-Ausfüh-rung 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-Vorgelege-Ausführung aller drei Gruppen des Getriebes ist eine hohe Drehmomentaufnahme bei kurzer Baulänge möglich. Das Getriebe baut in die Breite. Mit einer Über-setzung 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].


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 Verkehrssitua-tion 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].


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 Handschalt-getrieben ist keiner der Vorgänge automatisiert, bei teilautomatisierten Schalt-getrieben 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 Automatisierungs-grade 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 Auto-matisierungsgrad 3 und kleiner werden nicht mehr entwickelt und produziert.

Tabelle 6.14. Automatisierungsgrade von Schaltgetrieben

Anfahrvorgang Schaltkupplung Gangwahl Automatisie- rungsgrad gekennzeichnet durch

0 Fußbetätigte Anfahrkupplung

Fußbetätigtes Kuppeln

Manuelles Betätigen eines Schalthebels

1 Fußbetätigte Anfahrkupplung

Automatisiertes Kuppeln


2 Automatisierte Anfahrkupplung




Gangwechsel eingeleitet durch fuß-

betätigtes Kuppeln

Manuelle Gangvor-wahl durch Tipptaster



Automatisierte Gangwahl und

Motormanagement


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 auto-matisierten Gangwechsel und Datenkommunikation zwischen Motor- und Getrie-besteuergerät. Durch die komplette Kupplungsautomatisierung kann das Kupp-lungspedal 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 Hand-schaltgetriebe 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 Missbrauch-

schaltungen (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 automa-tisierte Gangwechsel werden durch den Einsatz unterschiedlicher Stellglieder (Aktuatoren) ermöglicht. Dies sind der Kupplungssteller KS und der Getriebe-steller GS. In Abb. 6.57 ist der Systemaufbau eines automatisierten Nkw-Schalt-getriebes dargestellt.

Hauptunterscheidungsmerkmal bei der Ausführung der Stellglieder ist die für die Wirkungsweise benötigte Energieart. Es kommen bei automatisierten Nkw-Schaltgetrieben folgende Arten zum Einsatz:


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 Stell-glieder bieten sich bei schweren Lkw an, da diese mit einem Druckluftsystem aus-gerüstet sind. Wenn keine Druckluft vorhanden ist, werden, abhängig von den geforderten Eigenschaften des Stellglieds, elektro-hydraulische oder elektro-mechanische Systeme eingesetzt.

Zwischen der elektronischen Steuerung des Dieselmotors ECU (Engine Control Unit) und der Getriebesteuerung TCU (Transmission Control Unit) sowie den an-geschlossenen Teilsystemen, wie Fahrschalter, Display, ABS/ASR und Sensoren, erfolgt ein Austausch der Ist- und Solldaten über Datenbus (CAN-Bus = Control-ler Area Network). Siehe auch Kapitel 13 „Elektronische Getriebesteuerung“.

Automatisierte Nkw-Schaltgetriebe sind auf dem Markt eingeführt als „AS-Tronic“ (ZF), „eTronic“ (ZF), „Telligent EAS“ bzw. „PowerShift” (Mercedes-Benz), „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 Direkt-gang (5. Gang) immer im Leistungsfluss ist, Abb. 6.58.


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-mecha-nischer 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 Drei-Gruppengetriebe realisiert, Abb. 6.59. Eine 2-Gang-Splittgruppe ist dem 4-Gang-Hauptgetriebe vorgeschaltet. Sie „verdichtet“ die Gangfolge. Splitgruppe und Hauptgetriebe sind in Ein-Vorgelegebauweise ausgeführt. Hinter dem Haupt-getriebe ist die 2-Gang-Rangegruppe in Planetenbauweise angeordnet. Sie ver-doppelt 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 reali-siert. Die elektronische Getriebesteuerung ist zusammen mit Getriebe- und Kupp-lungssteller außen am Getriebe angebaut.

Ein weiteres automatisiertes Getriebe für schwere Nkw ist das Drei-Gruppengetriebe der AS Tronic-Baureihe von ZF. Das unsynchronisierte 3- bzw. 4-Gang-Hauptgetriebe weist zwei Vorgelegewellen auf.


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 Rück-wärtsgängen realisiert werden [6.15–6.16, 6.25, 6.35, 6.46].


Abb. 6.60. Getriebeschema und Leistungsflüsse eines automatisierten 16-Gang-Drei-Gruppengetriebes 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 ausge-führt, das mittels Motorführung und einer Getriebebremse synchronisiert wird. Die Getriebebremse, die an einer der beiden Vorgelegewellen angebracht ist, wird bei Hochschaltvorgängen zur Drehzahlreduzierung eingesetzt.


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 Schalt-getriebe. Ihr Marktanteil ist sehr gering. Die Besonderheit dieses Getriebekonzepts ist die WSK-Einheit. Sie besteht aus einem hydrodynamischen Drehmoment-wandler, einer Wandlerüberbrückungskupplung, einem Primärretarder und einer trocken laufenden Schaltkupplung.

Die WSK wurde in den 1960-er Jahren entwickelt. Ziel war es, für Schwer-stfahrzeuge 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-Gang-Split-Gruppe und das 3-Gang-Hauptgetriebe sind in Zwei-Vorgelegewellen-Bau-weise, 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


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 Range-gruppe synchronisiert, siehe dazu auch Abb. 6.60. Die Getriebe- und Kupplungs-steller wie auch die an einer der beiden Vorgelegewellen angeordnete Getriebe-bremse werden elektro-pneumatisch betätigt.


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-Automat-getrieben 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 Bau-reihe 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 Über-brückungskupplung und einem Planetenradsatz-System. Der so genannte Polak-Planetenradsatz besteht aus drei Einfach-Planetenradsätzen. Die Planetenträger sind jeweils mit den nachfolgenden Hohlrädern verbunden. Diese Planetenrad-sätze werden durch zwei Lamellenkupplungen und drei Lamellenbremsen ange-steuert, 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 Hohl-rädern 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 Schalt-elemente 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


Abb. 6.64. Räder- und Schaltschema eines konventionellen 6-Gang-Nkw- Automatgetriebes (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 Planetenrad-satz 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 Versorgungs-quelle der elektrischen Energie sehr flexibel zu sein. In Betracht kommen folgende Ausführungen:

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


oder Doppelschichtkondensatoren) zum Einsatz kommen. Mit dem Energie-speicher kann die beim Bremsen des Fahrzeugs rekuperierte Energie zwischen-gespeichert 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 Ober-leitungsnetz erfolgen. Bei diesen Anwendungen wird teilweise ein kleiner Diesel-Generator eingesetzt, um einen Rangierbetrieb ohne Oberleitungs- netz zu ermöglichen.

Grundlegender Systemumfang des seriellen Hybridantriebs:

• Generator: Vorzugsweise permanenterregte Drehstromsynchronmaschine (PSM), am Dieselmotor angeflanscht, Sonderbauform Transversalfluss-maschine (TFM).

• Einspeisung: Gleichrichtereinheit zur Umwandlung des Generatordreh- stroms in Gleichstrom.

• Gleichspannungszwischenkreis: Elektrisches Energienetz zur Versorgung der Fahrmotoren.

• Fahrumrichter: Traktions-Pulswechselrichter zur Ansteuerung des Dreh- stromfahrmotors in ASM- oder PSM-Bauweise.

• Steuerungselektronik: Fahrelektronik und Hybrid-Management.

Bei allen genannten Antriebskonfigurationen können die elektrischen Fahr-motoren folgendermaßen angeordnet sein:

• Zentralmotor direkt auf ein konventionelles Achsgetriebe wirkend, ohne Über-setzungsspreizung. 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 Überset-zungsspreizung. Anwendung: Stadtbus (Abb. 6.65b). Mögliche Alternative: Ausführung mit Tandem-Motoren mit zwei Planetengetrieben und Summier-getriebe (Abb. 6.65d).

• Einzelradantrieb mit Fahrmotoren in unmittelbarer Nähe der Antriebsräder (Radnabenantrieb) als Endantrieb mit Getriebebaugruppen zur Drehzahl-anpassung, 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).


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 einge-setzt werden kann: serieller Hybridantriebsstrang mit Diesel-Generator-Satz, Brennstoffzellenantrieb und elektrischer Antrieb mit Anschluss an ein Oberlei-tungsnetz. Im Folgenden soll das Augenmerk auf die Ausführung des EE Drive 1 als seriellen Hybridantrieb gerichtet werden.


Abb. 6.66. Elektrische Antriebsachse EE Drive 1 (ZF); schematische Dar- stellung 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 Fahr-zeugs über den Gleichspannungszwischenkreis in die Traktionsbatterie zurück-gespeist werden (Nutzbremsung, Rekuperieren). Zusätzlich dazu kann durch motorischen Betrieb des Generators gegen die Kompressionsarbeit des Verbren-nungsmotors überschüssige Bremsenergie verschleißfrei vernichtet werden. Schließlich kann elektrische Energie aus dem Gleichspannungszwischenkreis über einen Bremswiderstand in Wärme umgewandelt werden (verschleißfreie Dauer-bremse).

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 Nkw-Einsatz auf. Es gibt Versuchsträger mit Toroidgetrieben (Reibrad), die eine höhere Drehmomentkapazität haben. Insbesondere bei Land- und mobilen Arbeits-maschinen 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 Automatisier-barkeit steht bei hydrostatischen Stufenlosgetrieben als Nachteil der nur mäßige Gesamtwirkungsgrad gegenüber [6.36].


Abb. 6.67. Grundkonzepte stufenloser Fahrantriebe mit hydrostatischer Leistungs-verzweigung; 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 zunehmen-dem Maße stufenlose Getriebe auf Basis der hydrostatischen Leistungsverzwei-gung [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 Leistungs-verzweigung bei konstantem Drehzahlverhältnis und wird in einem Planeten-getriebe mit konstantem Drehmomentverhältnis wieder zusammengeführt. Nach Abb. 6.67b ist es genau umgekehrt. Abhängig vom Grundkonzept und der Anbin-dung 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.


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 Planeten-getriebe 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 motordrehzahl-abhängige Getriebeeingangswelle sowie die stufenlos variable Hydrostatein-gangswelle, und in drei Abtriebswellen, die über die Kupplungen K1, K2 und K3 mit dem vierten Planetenradsatz P4 verbunden werden können. Der vierte Plane-tenradsatz 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. Inner-halb 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 Anfangs-übersetzung des folgenden Getriebebereichs. Somit tritt dort in den jeweiligen

6.8 Endantriebe 223

Schaltelementen keine Differenzdrehzahl bei der automatisch, ohne Zugkraft-unterbrechung erfolgenden Schaltung auf. Die Fahrantriebsleistung wird vorwärts und rückwärts in allen Getriebebereichen leistungsverzweigt über die Hydrostat-einheit 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


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 An-triebswellen zu den Rädern. Die Gründe für die häufige Verwendung sind die platzsparende Bauweise und die kostengünstige Herstellung der meist schräg-verzahnten 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, aus-geführt. 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 Rei-bung 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 Schnecken-radachsantrieb. 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 Schnecken-rads 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 Schne-cken verwendet, so ist eine mit den Achsen gekoppelte durchgehende Gelenkwelle möglich. Hinsichtlich der Laufruhe sind die Schneckentriebe allen anderen An-triebsarten überlegen, weil der Zahneingriff gleitend erfolgt und sich hier immer ein Ölfilm zwischen den kraftschlüssigen Zahnflanken bildet. Da bei Schnecken-trieben große Axialkräfte auftreten, ist die Schnecke sorgfältig zu lagern.

4/ Übersetzungsverhältnisse

Bei Pkw ergibt sich die Übersetzung des Antriebsstrangs i A aus der Getriebeüber-setzung 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.


Durch entsprechende Wahl der Achsübersetzung i E,A wird die Übersetzung des Antriebsstrangs i A entsprechend der Leistung, der gewünschten maximalen End-geschwindigkeit 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 Getrie-bes) 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, Her-stellungskosten, Lagerung, Schmierung, Wirkungsgrad, Lebensdauer, Belastungs-fähigkeit und Platzbedarf.

Tabelle 6.15. Ungewichtete Bewertung der Bauarten für Achsgetriebe bei Pkw. ++ sehr gut; + gut; 0 befriedigend; – schlecht; – – sehr schlecht

Achsantrieb

Stirnrad Kegelrad Schneckenrad Merkmal

Spiral- kegeltrieb

Hypoid- kegeltrieb

Laufruhe 0 0 + ++

Herstellungskosten ++ + 0 – –

Lagerungen ++ 0 0 0

Schmierung ++ ++ 0 0

Wirkungsgrad ++ ++ ++ +

Lebensdauer ++ + + ++

Belastungsfähigkeit 0 + + ++

Platzbedarf + 0 + +

Summe 11+ 7+ 6+ 8+

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 Antriebs-kegelräder bzw. den Schneckentrieb, das Differentialgetriebe, bei Mehrstufen-antrieb 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, einge-teilt 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.


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 Achs-getriebe 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 Stirnradplane-tengetriebe, 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 Traktions-gründen das Minimum. Hierfür muss die Motorleistung auf ein linkes und rechtes Treibrad verteilt werden, im einfachsten Fall mittels einer ungeteilten Rad-antriebswelle 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 Belas-tungen des Antriebsstrangs durch Verspannungen zur Folge hat.


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 Ausgleichs-getriebe auch zwischen den angetriebenen Achsen erforderlich. Verzichten kann man darauf nur bei sehr langsamer Fahrt oder auf losem Untergrund bzw. bei aus-reichend 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 Vorder- bzw. 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, Verteiler-getriebe“. 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 übli-chen Sprachgebrauch aber nicht nur die eigentliche Differentialeinheit, sondern auch deren Antrieb mit der entsprechenden Übersetzung sowie eventuelle Rad-untersetzungsgetriebe.)

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 All-gemeinen einfache oder zusammengesetzte Planetengetriebe zur Überlagerung von Drehzahlen und Leistungen. Als Ausgleichsgetriebe für Fahrzeuge ist grund-sätzlich 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 Differentialgetrie-ben 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 Quer-ausgleich sind Kegelraddifferentiale Standard. Das Schneckenraddifferential (TORSEN-Differential) findet Anwendung bei beiden Varianten. Einige ausge-wählte 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 Waage-balken 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: n a = n + ∆n • Drehzahl des kurveninneren bzw. mehr haftenden Rads: n i = n – ∆n


Dabei bedeuten n die Eingangsdrehzahl des Tellerrads und ∆n die Differenzdreh-zahl zwischen der Abtriebsdrehzahl des kurvenäußeren Rads und der Antriebs-drehzahl des Differentials. Bei Geradeausfahrt laufen der Differentialkäfig 2, die Achskegelräder 4, die verdrehfest mit den Achskegelrädern verbundenen Achs-wellen 6 sowie die Ausgleichskegelräder 3 im Inneren des Käfigs als Block um. Zwischen dem Differentialbolzen 5 und den darauf gelagerten Ausgleichskegel-rädern ergibt sich keine Relativbewegung. Bei Kurvenfahrt muss sich die kurven-äußere Achswelle schneller drehen als die kurveninnere; Achskegelräder und Aus-gleichskegelräder wälzen aufeinander ab. Der Drehzahlausgleich zwischen den Rädern kann stattfinden.

2/ Notwendigkeit von Differentialsperren

Die im vorangehenden Abschnitt beschriebene Bauart herkömmlicher Differen-tialgetriebe 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 her-kömmlicher 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 mecha-nischen, magnetischen, pneumatischen oder hydraulischen Mitteln aktiviert werden und sperrt durch das Blockieren der Differentialeinheit jegliche Aus-gleichsbewegung 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 Ausgleichs-getriebe mit begrenztem Schlupf oder Sperrdifferential genannt. Dies sind Ausgleichsgetriebe mit absichtlich schwergängiger, behinderter Ausgleichs-bewegung. 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 Anpas-sung 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 dreh-zahl- 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 prozessorge-steuerten 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 ver-mieden.

• 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 Behinde-rung des Querausgleichs Squer ist wie folgt definiert:

rechtslinks

linksrechtsBquer mentAntriebsmo

tSperrmomenTTTT

TTS

+−

== . (6.7)

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

hintenvorn

hintenvornBlängs mentAntriebsmo

tSperrmomenTTTT

TTS

+−

== . (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 Rück-wirkungen in der Lenkung niedrig gehalten werden (maximal 17 %). Die Sperr-werte 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 %.


Zur Verdeutlichung des Sperrwerts: Bei einem Sperrdifferential mit S = 50 % kön-nen maximal 75 % des Antriebsmoments an das Rad mit dem höheren Kraft-schlusspotential geleitet werden, mindestens 25 % gehen an das eher zum Durch-drehen 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, son-dern als Brems- oder Sperrmoment TB über die Differentialbremse geleitet. Der Sperrwert ist damit auch ein Maß für die zwischen Differential und Differential-bremse stattfindende Leistungsverzweigung.

Anhand eines Beispiels soll im Folgenden der begrenzte Einsatz des Sperrdiffe-rentials 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

quer

querlinksrechts 1

1SS

TT−

+= . (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 fest-gelegte Prozentsatz des jeweiligen Antriebsmoments „umgeleitet“ wird.

Ein rein schlupfabhängiges Sperrdifferential erzeugt in Abhängigkeit von der auftretenden Drehzahldifferenz ein vom Antriebsmoment unabhängiges Brems-moment. 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 Differenz-drehzahlen 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 Trakti-ons- und Fahrstabilitätsverbesserung einerseits und Nachteilen bei der Lenkwillig-keit 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 All-radsystems 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 Betriebs-bremse abgebremst, wodurch zwangsläufig mehr Moment über das serienmäßige Differential an das andere Rad geleitet wird. Dieses System bewirkt eine Ver-besserung 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 einzel-nen Antriebsachsen längsverteilt werden. Um mit der Gelenkwelle am Schalt-getriebe und ggf. am Motor vorbei zu kommen, ist ein Achsabstand zwischen der Eingangs- und den Ausgangswellen herzustellen. Nach ihrem Aufbau können Ver-teilergetriebe in fünf Gruppen gegliedert werden, Abb. 6.76.

Abb. 6.76. Einteilung der Verteilergetriebe nach ihrem Aufbau


Um größere Verspannungen im Triebstrang bei Kurvenfahrt zu vermeiden, kann eine starre Leistungsverteilung nur bei eng zusammenliegenden Achsen (Tandem-achsen) verwendet werden. Bei Bedarf zuschaltbare Vorderachsantriebe (bzw. Hinterachsantriebe) sind bei Fahrzeugen im Einsatz, die den Allradantrieb nur zeitweise, bei schlechten Traktionsverhältnissen, benötigen. Die auftretenden Ver-spannungen werden durch den Reifenschlupf teilweise wieder abgebaut.

Für Pkw und Nkw mit permanentem Allradantrieb kommen nur Verteiler-getriebe mit Differential in Frage. Das Differential ermöglicht einen Drehzahl- und 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 dar-gestellt 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 Hydrau-likpumpen, 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 Anfahr-kupplung. Ein Leistungsfluss in den Nebenabtrieb findet nur bei geschlossener Anfahrkupplung statt. Sie werden z. B. durch eine Klauenkupplung an die Vorge-legewelle des Hauptgetriebes angekuppelt. Die kupplungsabhängigen Nebenab-triebe 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 Neben-abtrieb 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 Fahrzeug-getriebe 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 Ka-piteln 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 darzustel-len. Dem Konstrukteur soll ein Werkzeug bereitgestellt werden, „von Hand“ wich-tige Getriebebauteile schnell auslegen zu können. Ein solches Vorgehen wird bei-spielsweise bei Feasibility-(Machbarkeits-)Studien verlangt, bei denen es darum geht, schnell einen Entwurf zu erstellen. Zu diesem Zweck sind in den nachfol-genden Kapiteln an geeigneten Stellen auch immer wieder „Flussdiagramme“ mit Handrechenalgorithmen dargestellt.

Der weitaus größte Anteil der Fahrzeuggetriebe sind Zahnradgetriebe. Sie bie-ten bei der Wandlung von Drehzahlen und Drehmomenten nach wie vor die höchste Leistungsdichte und den besten Wirkungsgrad. Meist erfolgt die Über-tragung zwischen parallelen Wellen. Dazu werden gerad- bzw. vorwiegend schrägverzahnte Stirnräder eingesetzt. In Abschn. 2.4 „Elementare Leistungs-merkmale von Fahrzeuggetrieben“ wurde bereits auf Achsabstand, Getriebemasse (maßgeblich bestimmt durch die Zahnbreite), Lebensdauer und Geräusche ein-gegangen. 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 Leistungs-grenzen, sprich Ausfallursachen, sowie Geräuschaspekte und Lagerkräfte. Die Leistungsgrenze eines Zahnradpaars kann grundsätzlich durch vier unterschied-liche Schadensarten bestimmt sein:

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

7.1 Leistungsgrenzen und Berechnung von Zahnrädern 239

Abb. 7.1. Tragfähig-keitsgrenzen (Grenz-drehmoment) von ein-satzgehärteten Zahnrä-dern 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 schrägver-zahnten Stirnrad [7.40]

240 7 Auslegung von Zahnradgetrieben für Fahrzeuge

Abb. 7.3. Schwingbruch an einem geradverzahn-ten 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 Überlas-tung 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 Beanspruchungs-höhe 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 Zahnfuß-gestaltung, die Oberflächenrauheit, die Oberflächenverfestigung in der Zahnfuß-ausrundung 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 Zahnflankenober-fläche 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 Zahn-flanken. Sie ist aber ebenso wenig die alleinige Ursache für die Grübchenbildung wie die entsprechende, unter der Oberfläche auftretende Schubspannung [7.5].


Abb. 7.4. Grübchen-bildung mit Zahnkopf-bruch infolge Flanken-ermüdung [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, Öladditivie-rung 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-Auf-nahme einer Graufle-ckenzone. Schuppenar-tige Ausbrüche auf der Oberfläche [7.18]


4/ Fressen (Warmfressen, scuffing)

Beim Versagen der Zahnflankenschmierung können je nach Umfangsgeschwin-digkeit zwei Versagensarten unterschieden werden: Verschleiß (Kaltfressen) und Fressen (Warmfressen). Verschleiß tritt meist bei niedrigen Umfangsgeschwin-digkeiten unter 5 m/s und ungeeigneten Schmierstoffen auf. Es ist eine reine Ver-schleißerscheinung 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, örtli-chem Verschweißen und wieder Lostrennen der Zahnflanken. So entstehen Scha-densbilder 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 Randzonenwerk-stoffs 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 (Fress-zonen). 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 Be-deutung. Die maßgebende Temperatur ist dabei die „Zahnflanken-Dauertem-peratur“ (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]


Zahnräder laufen häufiger im Gebiet der Mischreibung. Der Anteil der hydro-dynamischen Schmierung längs der Eingriffsstrecke ist jedoch hoch. Bei eingelau-fenen 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 Schutz-films 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 Schmier-stoffs, 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 entspre-chend legierten Getriebeöls verhindert.

Grundsätzlich werden die Zahnräder einsatzgehärtet. Ausnahmen bilden Hohl-räder und Planetenräder von Pkw-Planetengetrieben. Diese werden teilweise car-bonitriert. Aus Kostengründen werden die Zahnräder häufig geschabt und evtl. nach dem Härten gehont, besonders geräuscharme Getriebe werden mit geschlif-fenen Zahnrädern ausgeführt. Korrekturen in Form von Höhen- und Breitenballig-keit 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 Fres-sen 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 Sicher-heitsfaktors 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 vor-gegangen [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 Einstufenkollek-tives für einsatzgehärtete Zahnräder durch die Wöhlerlinie für Grübchenbildung (Pitting) bestimmt.


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 be-rechnet 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


7.1.2 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 Zahn-kräfte rufen Druck-, Biege- und Schubspannungen hervor. Untersuchungen haben gezeigt, dass im Allgemeinen die Biegespannung die für die Berechnung maßge-bende Spannung ist (σv ≈ σb). Der der Biegespannung zugrunde gelegte Quer-schnitt des Zahns ergibt sich als Produkt aus Zahnbreite b und Zahnfußdickenseh-ne sFn. Die Zahnfußdickensehne sFn ist durch zwei unter 30° geneigte Tangenten an die Zahnfußrundung bestimmt. In DIN 3990 [7.5] wird die auftretende Zahn-fußspannung σF aus einem Nennwert multipliziert mit verschiedenen Einflussfak-toren ermittelt

FαFβVAβεSaFan

tF KKKKYYYY

mbF

σ = . (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

XrelTδ,NTSTlimF,FG YYYYσσ = . (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 bil-det den Sicherheitsfaktor SF

F

FGF σ

σ=S . (7.4)


Abb. 7.9. Beanspruchungen an der Zahnflanke

7.1.3 Berechnung der Grübchentragfähigkeit

Die Grundlage zur Berechnung der „Grübchenbildung“ sind die von Hertz entwi-ckelten Gleichungen zur Berechnung der Pressung zweier zylindrischer Walzen, Abb. 7.9. Werden zwei Walzen, die sich längs ihrer gemeinsamen Mantellinie be-rühren, 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 Hertz-schen Pressung σH. Beide Größen werden wiederum aus einem Nennwert und den entsprechenden Einflussfaktoren ermittelt

HαHβVA1

tβεEHB/DH

1)(KKKK

ubduF

ZZZZZσ+

= . (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,


Ft Nennumfangskraft in N/mm2, b Überdeckende Zahnbreite in mm, d1 Teilkreisdurchmesser des Ritzels (Kleinrad) in mm, u Zähnezahlverhältnis z2/z1; | z2/z1 | ≥ 1, KA Anwendungsfaktor nach DIN 3990, Teil 1, Seite 55, KV Dynamikfaktor nach DIN 3990, Teil 1, Seite 16–17, KHβ Breitenfaktor für Flankenpressung nach DIN 3990, Teil 1, Seite 19, KHα Stirnfaktor nach DIN 3990, Teil 1, Seite 45.

Die Grübchen-Grenzfestigkeit σHG bestimmt sich zu

XWVRLNTlimH,HG ZZZZZZσσ = . (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 Grübchenbil-dung) bestimmt sich danach aus den Gln. (7.6) und (7.7) zu

H

HGH σ

σS = . (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 Be-trachtungen 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. Blitztempera-tur zur auftretenden Temperatur.


7.2 Überschlägige Berechnung des Achsabstands

Der Achsabstand ist neben der Zahnbreite die bestimmende Größe bei Fahrzeug-getrieben. Für die Auslegung des Zahnradgetriebes ist es wichtig, diese Größe zu Beginn überschlägig zu ermitteln.

Grübchenbildung ist die maßgebende Leistungsgrenze. Um eine Berechnungs-gleichung für den Achsabstand a zu erhalten, geht man deshalb von der Hertz-schen Pressung am Wälzkreis σH Gl. (7.6) aus

HαHβVAH0B/DH KKKKσZσ = . (7.9)

Mit dem Grundwert der Flankenpressung σH0

ubduF

ZZZZσ1

tβεEHH0

)1( += , (7.10)

dem zu übertragenden Moment an der Ritzelwelle T1

21t

1dF

T = (7.11)

und dem Zahnbreite-Durchmesser-Verhältnis b/d1 erhält man

HαHβVA

1

31

1βεEHB/DH

)1(2 KKKKu

dbd

uTZZZZZσ += .

(7.12)

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

uad+

=12

1 , (7.13)

setzt für die Flankenpressung σH die zulässige Pressung σH,zul ein

H

XWVRLNTlimH,zulH, S

ZZZZZZσσ = (7.14)

und löst nach dem Achsabstand a auf, so ergibt sich

( )( )

3 HαHβVA32

XWVRLNTlimH,

2HβεEHB/D

3

1

41

4

)1(KKKK

ZZZZZZσ

SZZZZZ

udb

uTa

+= .

(7.15)

7.2 Überschlägige Berechnung des Achsabstands 249

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

Der überschlägige Entwurf erfolgt für den Gang mit der höchsten Drehmoment-steigerung. 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 Aus-wertung 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 = l,Stahl/StahfürN/mm81891750 2,E, =

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)


Abb. 7.11. Vergleich berechneter und ausgeführter Achsabstände von Fahrzeuggetrieben

34

1a

)1(u

uTKa

+= . (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 Vorgelege- getriebe ist T1 = iK TG, mit iK Konstantenübersetzung; TG Getriebe- eingangsmoment,

u Zähnezahlverhältnis des Radpaars des 1. Gangs, | u | ≥ 1.

Einen Vergleich des nach Gl. (7.16) berechneten Achsabstands mit dem ausge-führter 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 Rad-durchmesser d2 bestimmt werden. Die Zahnbreite b1,1 des Ritzels (Kleinrad) des ersten Gangs berechnet sich dabei aus dem vorgewählten Zahnbreite-Durch-messer-Verhältnis von 0,65 zu

1,11,1 65,0 db = . (7.17)

7.4 Betriebsfestigkeit und Lebensdauer 251

Tabelle 7.1. Dauer- bzw. Zeitfestigkeitswert σ H,lim, Zahnbreitekonstante Kb

Gang 1. Gang 2. Gang Weitere Gänge / Konstante σH,lim [N/mm2] 1800 1600 1500

Pkw Lkw Pkw Lkw Zahnbreiten-konstante Kb – 0,108622 0,142044 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

( )( ) 2

XWVRLNT2

limH,n2

n1,

HαHβVA2Hn12

βεEHB/Dn1,)1(2

ZZZZZZσud

KKKKSuTZZZZZb

+= . (7.18)

Mit den nach Abschn. 7.2 für den Entwurf festgelegten Faktoren erhält man fol-gende vereinfachte Berechnungsgleichung (T1 in Nmm; d1,n in mm; b1,n in mm)

2limH,n

2n1,

n1An1,

)1(800.427σud

uTKb += , (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 Zahlenwert-gleichung berechnet werden (T1 in Nmm; d1,n in mm; b1,n in mm)

n2

n1,

n1bn1,

)1(ud

uTKb += . (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, entspre-chend ihrer im Einsatz zu erwartenden Belastung, für eine bestimmte Nutzungs-dauer 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.


Abb. 7.12. Zeitanteile für die einzelnen Gänge eines 5-Gang-Pkw- und eines 8-Gang-Nkw-Getriebes 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 ge-stuften Fahrzeuggetrieben, bei denen die jeweiligen Gangräder mit unterschiedli-chen 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 entspre-chenden Lebensdauer ist Thema der Betriebsfestigkeit [7.4].

Abb. 7.13. Notwendige Komponenten für eine Betriebsfestigkeitsberechnung


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

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


Eine rechnerische Lebensdauerschätzung lässt sich nur bei so genannten A-Bauteilen durchführen, wie sie in Abschn. 17.2.2 „Qualitative Zuverlässigkeits-analyse“ definiert sind. In Abb. 7.13 ist die prinzipielle Vorgehensweise darge-stellt. 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, müs-sen diese, bei Beanspruchungsverläufen mit variablen Spannungsverhältnissen R, auf schädigungsgleiche Schwingspiele mit dem Spannungsverhältnis R der Wöh-lerlinie 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 je-dem Lastspiel ein definierter Lebensdauerverbrauch zugeordnet. Ist der Lebens-dauervorrat des Bauteils aufgebraucht, so fällt es aus, d.h. seine Lebensdauer ist erreicht. Wegen der statistischen Streuung der Eingangsdaten, der mit der Über-tragung von Wöhlerlinien auf Bauteile anderer Geometrie unter anderen Lastver-hältnissen bedingten Abweichungen sowie den mit der Schadensakkumulation verbundenen Unschärfen bezeichnet man den Prozess der rechnerischen Lebens-dauervorhersage und das Ergebnis als Lebensdauerabschätzung.

Der experimentelle Nachweis der Betriebsfestigkeit der Bauteile und der Fahr-zeuggetriebe erfolgt auf Prüfmaschinen und Getriebeprüfständen im Labor, die in Abschn. 17.3 „Erprobung zur Sicherstellung der Zuverlässigkeit“ vorgestellt wer-den. Am aufwändigsten, aber realitätsnaher, sind Fahrversuche auf Teststrecken. In Abb. 7.14 ist die Lebensdauerermittlung auf dem Prüfstand parallel zur rechne-rischen dargestellt. Ausgangsinformation ist der Beanspruchungsverlauf, der klas-siert oder unmittelbar zur Steuerung des Prüfstands verwendet wird. Häufig wird das Prüfprogramm durch Rücktransformation der Bauteilbelastung aus dem Häu-figkeitsbereich in den Zeitbereich gewonnen. Dabei lassen sich durch Raffung die Lastschwingspielzahlen und als Folge die Prüfzeiten reduzieren. Die ursprüngli-che Schädigungswirkung muss erhalten bleiben und das Stufenprogramm in den Prüfblöcken genügend durchmischt sein.

Die Lastschwingspielzahlen bis zum Ausfall können unmittelbar mit den rech-nerischen 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 unter-schiedlichen Spannungsniveaus verwendet, ergibt sich rechnerisch und experi-mentell die Lebensdauerlinie [7.15].

7.4.1 Wöhlerlinie

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


Abb. 7.15. Wöhlerlinie der zulässigen Werkstoffbeanspruchung

Die einfachsten Prüfteile sind Stabproben. Der Einfluss von Kerben wird an ge-kerbten 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 Kurven-verlauf 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-Lebens-dauer 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)


Der Bereich der Zeitfestigkeit der Wöhlerlinie lässt sich im doppeltlogarithmi-schen Koordinatensystem als Gerade mit folgender Gleichung beschreiben

k

NN−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

D

iDi σ

σ . (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 Richtun-gen angreift.

Zur Ermittlung des Lastkollektivs wird eine Last-Zeit- oder eine Last-Weg-Aufzeichnung 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 Klas-sen 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 Klassierverfah-ren 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 nega-tiver Richtung gezählt und aufsummiert. Die Klassendurchgangszählung vermit-telt einen Überblick über die Extremwerte der Last-Zeit-Funktion, nicht aber über deren Mittelwerte und Amplituden.

Weitere einparametrische Verfahren sind das Spannen- und Spannenpaar-verfahren sowie die Verweildauer- und Momentanwertzählung. Die letzten beiden Verfahren sind speziell für die Zahnrad- und Lagerlebensdauerberechnung geeignet.


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 Dreh-zahlen 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 Zahn-räder 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 interes-sante Verfahren sind die Von-bis-Zählung und vor allem das Rainflowverfahren. Bei der Von-bis-Zählung werden der Anfang und das Ende jeder einzelnen Last-wechselflanke in der Übergangs- oder Markov-Matrix abgelegt. Die Matrix ver-schafft einen Überblick über die Charakteristik der Last-Zeit-Funktion. Bei der bevorzugten Rainflow-Zählung werden aus den Lastwechseln geschlossene Hyste-reseschleifen gebildet, die den Schädigungsprozess gut abbilden. Offene Hystere-seschleifen 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 Rainflow-Matrix abgeleitet werden. Dies ist notwendig, wenn, wie üblich, nur Wöhlerlinien mit einem konstanten Spannungsverhältnis R vorliegen, s. Abb. 7.13.


Die Umrechnung auf ein einparametrisches Kollektiv mit dem Spannungsverhält-nis 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 unterschied-lichen Spannungen an verschiedenen Stellen des Bauteils ermitteln. Für die Er-mittlung der Spannungen müssen u.a. Geometrie und Verformungsverhalten des Bauteils bekannt sein. Bei Maschinenelementen, wie Zahnrädern, werden die auf-tretenden Spannungen häufig über so genannte Nennspannungen und zusätzliche Korrekturfaktoren ermittelt, bei Bauteilen mit komplexer Gestalt durch FEM-Verfahren. FEM-Programme liefern, wie auch Messungen mittels Dehnmessstrei-fen, unmittelbar örtliche Spannungen am Bauteil. Die Spannungen werden mit der Wöhlerlinie zur Lebensdauerberechnung mittels Schadensakkumulation verwen-det.

Für die betriebsfeste Auslegung der Antriebsstrangkomponenten werden reprä-sentative Lastkollektive benötigt [7.28], die aus Last-Zeit-Funktionen gewonnen wurden, die den realen Fahrbetrieb widerspiegeln. Sie können durch Versuchs-fahrten 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 Steigungs- und Fahrgeschwindigkeitsverteilungen gekennzeichnet und besitzen in der Regel wegen ihres Belastungsniveaus einen „Zeitraffereffekt“. Als Grundlage für die Auswahl der Fahrstrecken und Beladungszustände werden auch Kundenbefragun-gen herangezogen. Die Einflussgrößen auf ein Getriebelastkollektiv lassen sich in drei Gruppen einteilen [7.28]:

1. Fahrzeug: Motorkennfeld, Beladungszustand, Getriebeübersetzungen, 2. Fahrer: 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 ge-messen 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 Einfluss-größen abhängt, ist der Aufwand für statistisch abgesicherte Versuchsfahrten er-heblich. Nach konstruktiven Änderungen am Triebstrang sind wieder neue Mess-


fahrten nötig. Eine Möglichkeit, die Anzahl der teuren Messfahrten einzuschrän-ken, ist die rechnerische Fahrsimulation (siehe hierzu Kapitel 14 „Rechnerunter-stützte Getriebeentwicklung“).

Als weitere Alternative stehen standardisierte Lastkollektive wie CARLOS-PTM/PTA (Car Loading Standard for Powertrain with Manual/Automatic Trans-mission), s. hierzu Tabelle 2.10, oder herstellerspezifische Kollektive zur Verfü-gung [7.21].

7.4.3 Schadensakkumulationshypothese

Schwingende Beanspruchungen schädigen, sobald die Beanspruchung eine gewis-se Höhe überschreitet, den Werkstoff. Die Schadensakkumulationshypothese be-schreibt 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 aufgenom-mener 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 Ver-hältnis einer bis dahin erreichten Lastschwingspielzahl n zur ertragbaren Last-schwingspielzahl N beim Einstufenversuch:

Nn

Ww

= . (7.22)

Jedes Lastspiel auf gleichem Lastniveau verursacht damit eine konstante Teil-schädigung, 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 Belas-tungsniveaus akkumuliert werden.

Praktisch bedeutet dies, die Einzelhäufigkeiten ni der mit einem Zählverfahren in j Klassen eingeteilten Schwingungsamplituden σi werden auf die nach der Wöh-lerlinie bei dieser Amplitude ertragbaren Lastschwingspielzahl Ni bezogen, Abb. 7.18. Die so gewonnenen Teilschädigungen werden zur Summenschädigung ak-kumuliert.

∑=

=+++=+++j

1i i

i

j

j

2

2

1

1

j

j

2

2

1

1

Nn

Nn

Nn

Nn

Ww

Ww

Ww

KK . (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

1i i

iKoll N

nD . (7.24)


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 wer-den. Für eine zutreffende Abschätzung ist die Kenntnis der tatsächlichen Scha-denssumme 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 An-zahl der Durchläufe z. Das entspricht z.B. dem z-maligen Durchfahren der Test-strecke, auf der das Lastkollektiv ermittelt wurde. Damit wird

∑=

=j

1i i

iKoll N

hzD . (7.25)

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

∑=

−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

j

1i

D

iD

iKoll k

σσN

hzD .

(7.26)

Nach z aufgelöst ergibt sich für eine tatsächliche Schadenssumme Dtat

∑=

+

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

j

1i D

i

D

i

tatk

σσ

Nh

Dz ,

(7.27)


die Anzahl z der möglichen Lastzyklen entsprechend dem zugrunde gelegten Last-kollektiv, 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

1i D

ii

j

1ii

Dth k

σσh

h

NN . (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 Fort-setzung ergibt sich konstruktiv als Winkelhalbierende zwischen verlängerter Zeit-festigkeitslinie und Dauerfestigkeitslinie.

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


Für Spannungsamplituden oberhalb der Dauerfestigkeitsgrenze σi ≥ σD gilt Gl. (7.21) mit i = 1, ..., j, unterhalb der Dauerfestigkeitsgrenze σi < σD gilt

njjiσσNN

k

++=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

−−

,,1für)12(

D

iDi K . (7.29)

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

∑ ∑

∑

=

+

+=

−++

+

=

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

j

1i

nj

1ji

)12(

D

ii

D

ii

nj

1ii

Dth kk

σσh

σσh

h

NN . (7.30)

Relative Lebensdauervorhersage

In der Praxis erweist sich die rechnerische Lebensdauervorhersage häufig als un-sicher. 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-Miner-Regel werden durch praxisnahe, dem zu erwartenden Einsatz angepasste Versuche die Lastwechsel Nexper bei Lebensdauerende ermittelt. Aus den im Versuch ermit-telten (Nexper) und den rechnerischen Werten (Nrechn = Nth) wird die tatsächliche Schadenssumme Dtat wie folgt ermittelt

( )0,1threchn

expertat ==

DNN

D . (7.31)

Damit ergibt sich mit der Relativ-Palmgren-Miner-Regel die Bauteillebensdauer in Lastwechseln

( )0,1threchntattat == DNDN . (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 vorhan-denen entspricht, bleiben aber bestehen.

Während die Relativ-Palmgren-Miner-Regel Betriebsfestigkeitsversuche heran-zieht, verwendet die Modifizierte Relativ-Palmgren-Miner-Regel Betriebser-fahrungen [7.4]. Dazu wird die tatsächliche, im Betrieb erreichte Lebensdauer


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 rechneri-sche 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 Getriebeein-gangsmoments TG = f (t) vor, aus dem die Anzahl der Umdrehungen (Überrollun-gen) 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.

Zähnezahlverhältnisse: Konstante: 2948

K =u , Radpaar 5: 3146

5 =u .

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 berech-net worden: σH,Bezug = 978 N/mm2. Die Umrechnung auf ein beliebiges Moment erfolgt nach

Bezug

VWBezugH,HH damitund~

TT

σσTσ = .

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

K

5GH5, u

uUU = .

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

Klasse i

TG [Nm]

TVW[Nm]

σH [N/mm2]

UG U5,H Ni Abb. 7.21

iN

U H,5

4 1500–2000 3310 1504 4 3,6 6,3·106 5,71·10-7 3 1000–1500 2482 1302 21 18,8 3,2·107 5,88·10-7 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


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 Palmgren-Miner 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

0,1j

1i i

Hi5,j

1i i

iKoll === ∑∑

== NUz

Nn

D

Damit wird

ZyklusprommeSchadenssu11

j

1i i

Hi5,==

∑= N

Uz .

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

240.5431060,61082,61088,5105,71

111-7-7-7- =

⋅+⋅+⋅+⋅=z .

2.3 Die Lebensdauerstrecke des 5. Gangs ergibt sich zu

5.GangBezug5.Gang Weganteil⋅⋅≤ szL .

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 üb-rigen 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 Kraftfahr-zeugen. 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 be-schleunigte 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) Fahrzeugart 1970 1977 1994 seit 1995

Pkw 82 80 77 74 < 2 t 84 81 78 76 Transporter,

leichte Lkw > 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 Lkw ≥ 150 kW 91 88 84 80 < 150 kW 89 82 80 78

Busse > 150 kW 91 85 83 80


Tabelle 7.3 zeigt die Entwicklung gesetzlicher Grenzwerte für die Geräusch-emission verschiedener Kraftfahrzeugklassen auf.

Die Getriebegeräusche gewannen in den letzten Jahren in dem Maß an Bedeu-tung, 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 Lärmquel-len des Fahrzeugs abhebt. Manche Geräuschphänomene des Getriebes stellen als solche keine allzu große Lärmbelästigung dar, da sie, wie zum Beispiel das Klap-pern 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 Bekämp-fung 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 Schallabstrah-lung 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 Folgen-den aufgeführt werden, entspricht auch der Bedeutung, die die einzelnen Lärm-ursachen 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 Dreh-schwingungen des Triebstrangs: − Losräder und − Synchronringe

3/ Lastwechselanschlaggeräusche (hochfrequent) (engl. clonk)

Anschlaggeräusche bei beginnender Verspannung spielbehafteter Bauteile (Zahnräder, Gelenke, 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


1/ Heulen/Pfeifen

Die Abwälzgeräusche unter Last stehender – die Leistung übertragender – Zahn-radpaare 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 Ver-meidung 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 Resonanz-erscheinung besonders große Schwingungsamplituden und damit besonders laute Geräusche auf. Diese Schwingungen werden auch beim Abwälzen voll-kommen fehlerfreier Zahnräder angeregt.

• Abwälzgeräusche: Abwälzgeräusche ergeben sich aufgrund des so genannten Waschbretteffekts durch mangelhafte Oberflächenqualität. Auch bei Einhaltung der Fertigungs- toleranzen treten Geräusche auf, wenn durch bestimmte fertigungsbedingte Oberflächenstrukturen der Zahnflanken Schwingungen angeregt werden.

In vielen Fahrzeugen werden heute noch geradverzahnte Rückwärtsgangräder ein-gebaut, die bezüglich der Geräuschanregung nicht optimiert sind; hier sind die Abwälzgeräusche besonders deutlich hörbar.

Abb. 7.22. Ein-griffsstoß infolge verformter Zähne [7.29]


Abb. 7.23. Verlauf der Gesamt-Zahnsteifigkeit cs, Eingriffssteifigkeit cγ (zeitlich durch-schnittlicher 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 wahr-genommen werden können. Problematisch ist jedoch der mit zunehmenden An-sprüchen enorm ansteigende Fertigungsaufwand.

2/ Klappern/Rasseln

Die Schwingungen unbelasteter Räder und Schaltungsteile innerhalb ihres funkti-ons- und fertigungsbedingten Spiels äußern sich als Klapper- und Rasselgeräusche [7.30, 7.37–7.38]. Sie werden durch Drehschwingungen der Getriebewellen ver-ursacht. Überschreitet die Amplitude der Drehschwingungen ein gewisses Maß, heben die gerade nicht geschalteten Losräder von ihrer Zugflanke ab und schwin-gen 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. Syn-chronringe 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 Neut-ralstellung 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 Geräu-sche anregen, ist die Ungleichförmigkeit der Motordrehzahl aufgrund der endli-chen Zylinderzahl. Siehe auch Abb. 5.16 „Verbrennungsmotor im Leerlauf“. Bei-nahe alle Maßnahmen, die zur Verbrauchsminderung und Emissionsreduzierung an Verbrennungsmotoren durchgeführt werden, führen zu einem ungleichförmige-ren Drehzahlverlauf. Die Losteilgeräusche treten nur bei bestimmten Betriebs-bedingungen auf.


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 Dreh-zahlen. 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 so-wie des Achsgetriebes abheben und Rasselgeräusche verursachen.

Klapper- und Rasselgeräusche werden durch Zahnspielminimierung und Ein-engung 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 ent-scheidend von der Abstimmung des Triebstrangs ab [7.13, 7.32, 7.35]. Hier sind insbesondere Drehschwingungsdämpfer in der Kupplungsscheibe, Zwei-Massen-schwungräder 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 Reakti-on auf plötzliche Lastwechsel (tip in – back out) treten höherfrequente, metallisch klingende Geräusche (etwa 300–6000 Hz) auf, die unter dem Begriff „clonk“ be-kannt sind und durch das Aufeinanderschlagen von Flanken spielbehafteter Bau-teile im Antriebsstrang entstehen [7.36]. Für eine Analyse muss der komplette An-triebsstrang 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


man meist eine Optimierung über die Durchmesser der Antriebswellen, die Stei-figkeitscharakteristik 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 wäh-rend des Gangwechsels zu hören sein [7.14]. Durch Drehschwingungen, die insbe-sondere durch Verdrehspiele im Triebstrang ermöglicht werden, kann die Schie-bemuffe vorzeitig – bevor Gleichlauf erreicht ist – in die Mitnahmeverzahnung des Losrads eingreifen. Dies verursacht dann Ratsch- oder Kratzgeräusche. Ande-re Ursachen für diese Art Geräusche können Konzentrizitätsabweichungen, Tei-lungsfehler, Zahnformabweichungen und die Schaltweise des Fahrers sein [7.1]. Schaltgeräusche können zwar objektiv betrachtet als reines Komfortproblem ange-sehen werden, können jedoch beim Kunden einen minderwertigen Qualitätsein-druck 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 Überset-zung 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 ent-sprechenden Radpaaren und regen diese nur gering an, so dass es nicht zu hör-barem Rasseln kommt. Ist die Überbrückungskupplung hingegen geschlossen, so kann es zu Zug- bzw. Schubrasseln kommen.

Ein bei Automatgetrieben oft hervortretendes Geräuschphänomen ist das Heu-len 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 Schei-ben 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.


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 wäh-renddessen steht. Durch die bereits relativ hohen, vom Drehmomentwandler über-tragenen 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]. Maßnah-men am Getriebe sind hierbei die Implementierung eines sog. „Neutral Idle“, bei dem die Vorlasten auf die Motoraufhängung durch teilweises Öffnen der Kupp-lungen 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 Dämp-fern 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 viel-fältiger 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 ent-sprechenden Lager – als Körperschall auf die Wellen des Getriebes übertragen. Die An- und Abtriebswelle leiten die Schwingungen außerhalb des Getriebes wei-ter. Der größte Teil wird jedoch über die Wellenlagerungen an das Gehäuse über-tragen. Insbesondere die Biegeschwingungen der Wellen regen das Gehäuse an.

Abb. 7.25. Körper- und Luftschallwege


Liegt die Anregungsfrequenz in der Nähe einer Eigenfrequenz des Gehäuses, wer-den 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 wei-tergeleitet, Abb. 7.25. Auch die Antriebswellen können eine bedeutende Rolle bei der Weiterleitung des Körperschalls vom Getriebe über die Achse in die Karosse-rie spielen und sollten bei einer Geräuschpfadanalyse – hierbei wird unter Einbe-ziehung 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 Motor-Getriebeeinheit, der Getriebeaufhängung und der Karosserie als Ganzes einen we-sentlichen Einfluss auf die Intensität, mit der der Körperschall weitergeleitet bzw. gedämpft wird. Hierbei spielt insbesondere das sog. „modal alignment“ eine maß-gebliche 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 beste-henden 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 Ein-druck, 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 verglei-chen, 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 ei-nem 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 Entwicklungsmaß-nahmen 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 Geräuschpfadana-lysen etc. weiterverarbeiten und liefern damit wertvolle Informationen.


Tabelle 7.5. Bewertungstabelle für Getriebegeräusche nach ATZ

Note 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 Attribut-beurteilung nicht akzeptabel Grenz-

fall akzeptabel

Kunden-zufriedenheit sehr unzufrieden

etwas unzu-

frieden

ziemlich zu-frieden

sehr zufrie-

den

außerordent-lich zufrieden

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


Diese Bewertungsfunktion wurde international festgelegt und ist sehr einfach zu handhaben, zumal sie in allen gebräuchlichen Schallpegelmessgeräten fest einge-baut 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 Bewertungsverfah-ren notwendig, die zwar bekannt, aber aufgrund ihrer aufwendigen Durchführung wenig verbreitet sind. Werden jedoch ähnliche Geräusche – Geräusche mit ähnli-chen spektralen Verteilungen – unter gleichen Bedingungen gemessen, sind die A-bewerteten Pegel durchaus untereinander vergleichbar.

Die Pegeleinheit Dezibel wurde so gewählt, dass 1 dB etwa der Unterschei-dungsschwelle des menschlichen Gehörs entspricht. Bei der Addition der Pegel mehrerer Schallquellen müssen die der Schalleistung proportionalen Schallintensi-täten 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 Ad-dition 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 „Wasser-falldiagramm“


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 Be-dingungen simuliert, in Hallräumen ein möglichst gleichmäßiges diffuses Schall-feld.

Neben Luftschallmessungen werden auch Körperschallmessungen durchge-führt. Am häufigsten werden hierzu Beschleunigungssensoren verwendet, da sie einfach zu handhaben und leicht an der gewünschten Stelle des Getriebes ange-bracht werden können. Zumeist sind hierbei die Beschleunigungen an den Schnitt-stellen, z.B. an der elastischen Aufhängung, von Interesse speziell, zur Verfolgung der Ausbreitung des Körperschalls.

Bei der Analyse von Getriebegeräuschen, insbesondere bei der Zuordnung ei-nes Geräuschanteils zu einem bestimmten Bauteil des Getriebes, ist die Frequenz-analyse ein wichtiges Hilfsmittel. Mit der Dreh- und Zähnezahl lassen sich die Radpaare leicht herausfinden, die für bestimmte Pegelspitzen im Geräuschspekt-rum verantwortlich sind. Werden die bei jeweils fester Drehzahl aufgenommenen Amplituden-Frequenzverläufe im gesamten Drehzahlbereich des Getriebes hinter-einander in Form eines Wasserfall- bzw. Campbell-Diagramms aufgetragen, las-sen sich Eigenschwingungen leicht von drehzahlabhängigen Schwingungen unter-scheiden. 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 gekenn-zeichneten Schwingungsverläufe 1 und 2 drehzahlabhängig sind. Abbildung 7.27b zeigt den Geräuschpegel zweier markanter Linien 1 und 2, die sog. „Ordnungs-schnitte“ 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 Maxi-malgeräusch 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 be-stimmte 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 Be-schleunigungsaufnehmern 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 Kombi-nation 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-


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 Anre-gung der Geräusche vermindern, und passiven Maßnahmen, die deren Ausbrei-tung betreffen, unterschieden werden, Tabelle 7.6. Die aktiven Maßnahmen beein-flussen 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 Ein-griffsstoß.

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


Tabelle 7.6. Aktive und passive Maßnahmen zur Verminderung von Getriebegeräuschen

Aktive Maßnahmen/Verminderung der Geräuschanregung Innere Äußere

Schwingungen belasteter Zahnräder Verzahnungsgeometrie: − Schrägverzahnung (εα + εβ > 2,5) − Hochverzahnung (εα > 2, nicht: 2,5) − Profilkorrektur (Kopfrücknahme) − Keine ganzzahligen Zähnezahlver-

hältnisse Verzahnungsqualität: − Toleranzen (IT 7 bis IT 4) − Bearbeitungsverfahren:

Schleifen, Schaben, Honen (Ober-fläche)

Betriebszustand (meist nicht beeinflussbar): − Drehzahl − Drehmoment

Losteilschwingungen − Spieleinengung − Anordnung der Losräder − Art der Synchronisierung − Erhöhung des Schleppmoments − Direkte Maßnahmen:

Verspannen von Losrädern oder Synchronringen (z.B. mechanisch, magnetisch)

Drehschwingungen der Getriebewellen reduzieren: − Abkopplung des Motors: Torsions-

dämpfer in Kupplungsscheibe oder Zwei-Massen-Schwungrad

− Verminderung von Resonanzüber- höhungen durch Tilger

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 ande-ren müssen Radkörper, Wellen, Lager und Gehäuse möglichst steif ausgeführt und frequenzmäßig voneinander getrennt werden, damit die dynamischen Verformun-gen nicht zu groß werden. Die Fertigungsqualität der Verzahnung ist wesentlich für die Abwälzgeräusche verantwortlich. Die Drehzahl, mit der das Getriebe be-trieben 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.


Das Ausmaß der Losteilschwingungen wird im Getriebe selbst durch drei Parame-ter beeinflusst. Das Spiel und die Massenträgheitsmomente sollten möglichst klein und das Schleppmoment auf die einzelnen Losteile möglichst groß gehalten wer-den. 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 re-duziert 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 Schalt-vorgangs zu berücksichtigen. Passive Maßnahmen im Getriebe betreffen insbe-sondere 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 be-sondere Bedeutung beizumessen. Geräuschintensive Eigenschwingungsformen der Getriebewände müssen vermieden werden. Bei Versteifungsmaßnahmen ist zu be-rücksichtigen, dass Außenrippen zwar einfacher herstellbar sind, jedoch die Ab-strahlfläche 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-, Lagerkör-per- 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 Schwingungs-form handelt es sich um das so genannte „powertrain bending“, einer Biegung der Motor-Getriebeeinheit, deren Frequenz von der Steifigkeit des Getriebes mitbe-stimmt 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, beispielswei-se wegen Bauraum (Package), Karosseriesteifigkeiten (Safety/Crash), Fahrdyna-mik und -komfort und Dauerhaltbarkeit wegen Gummilagersteifigkeiten und der damit eng verknüpften Lebensdauer des Isolationskörpers der Motor-/Getriebeauf-hängung.

Durch eine Kapselung des Getriebes kann die Luftschallabstrahlung nahezu vollkommen unterbunden werden. Großes Gewicht, thermische Probleme und der Preis sprechen gegen diese Maßnahme.


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 Geräuschtrans-ferfunktion, 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 darge-stellt. Abbildung 8.1b zeigt die Wellenanordnung für ein einstufiges Vorgelegege-triebe 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 Ab-schn. 7.4 „Betriebsfestigkeit und Lebensdauer“ beschrieben. Bei der Festlegung der Lastkollektive für die Auslegung der Getriebewellen, den so genannten „Aus-legungskollektiven“, 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 Beanspruchungs- klassen 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, Ein-stiche, 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 Bean-spruchung 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 besonde-re Anforderungen. Eine Untersuchung des Schwingungsverhaltens ist schon des-halb unerlässlich, weil die durch dynamische Effekte hervorgerufenen Spannungs-spitzen und Verformungen erhebliche Werte annehmen können. Die versteifende Wirkung von Lagern und Naben, aber auch die Einflüsse von Losrädern und Syn-chronisierungen 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 Re-chenmodelle bekannt [8.2, 8.10]. Sie beruhen auf linear oder nichtlinear gekoppel-ten Mehrkörpersystemen. Häufig interessieren dabei die so genannten „kritischen Drehzahlen“. Durch Unwuchten der umlaufenden Massen entstehen schwingungs-erregende Kräfte. Getriebewellen mit umlaufenden Zahnrädern, Synchronisierun-gen etc. haben mehrere biegekritische Drehzahlen, die zu Biegeschwingungsreso-nanz 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 Prob-leme 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,


• 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 Innen- kanten 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 Entlastungs-kerbe am Übergang durch ausgerundete, axiale Einstechnut; 2 Großer Aus-rundungsradius; 3 Radiale Entlastungskerben; 4 Zusätzliche Kerben im Übergangsbereich,

• Wellen mit aufgesetzter Nabe am Nabensitz verdicken, großen Übergangs-radius 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 Biege-

schwingungen 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 Festigkeitsbe-rechnung exemplarisch durchgeführt werden. Abhängig vom eingelegten Gang ergeben sich unterschiedliche Belastungsverhältnisse, so dass der folgende Be-rechnungsgang 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 unbe-stimmt 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 Getrie-beantriebswelle (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 fest-gelegt, 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)


W

maxt

2dT

F = (8.1)

βαFF

costan n

tr = (8.2)

βFF tanta = (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 Radial-kräften auch Axialkräfte. Abb. 8.7 verdeutlicht die Kraftverhältnisse an den Zahn-flanken 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

2W

id

r = . (8.4)

Die Gleichungen für die Kräfte Ft, Fr, Fa sowie für ri an gerad- und spiralverzahn-ten Kegelrädern sind in Tabelle 8.1 zusammengestellt.

Liegt ein räumlicher Belastungsfall vor, d.h. Ft und Fr liegen nicht in den vor-gegebenen 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


Tabelle 8.1. Kraftverhältnisse an gerad- und spiralverzahnten Kegelrädern


ξFξFF sincos rty += , (8.5a)

ξFξFF cossin rtz −= . (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 Be-stimmung der Lagerreaktionen an den Lagerstellen erfordert die Aufstellung der Kräftegleichgewichte (∑F = 0) in x-, y- und z-Richtung sowie der Momenten-gleichgewichte (∑M = 0) um die y- und z-Achse bezüglich des Koordinaten-ursprungs.

Für die Lagerberechnung, Abschn. 11.1.2, sind neben den axialen die resultie-renden radialen Lagerkräfte von Bedeutung

2zL1,

2yL1,L1 FFF += , (8.6a)

2zL2,

2yL2,L2 FFF += . (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 Vorzeichen-festlegung.

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


In der xy-Ebene dagegen, Abb. 8.9b, weist nur die Querkraft FQ,y in positive Ko-ordinatenrichtung. 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 ge-schlossene, wissenschaftlich exakte Darstellung in einem räumlichen System zu zahlen ist.

Die hier getroffene Vorzeichenfestlegung dagegen hat den entscheidenden Vor-teil, dass xz- und xy-Ebene völlig analog behandelt werden können, was die Be-ziehung 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 Momen-tenverläufe 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 „Heavy-side’schen Sprungfunktion“ überwinden, mit deren Hilfe sich nicht analytische Funktionen „geschlossen“ darstellen lassen,

{ }⎩⎨⎧

>≤

−=−

i

i

ii für

für)(

0xxxx

xxxx . (8.7a)

Insbesondere lässt sich eine Einheits-Sprungfunktion definieren als

{ }⎩⎨⎧

>≤

=−i

i0i für

für10

xxxx

xx . (8.7b)

8.3.4 Kraft- und Momentenverläufe

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


Abb. 8.10. Entstehung eines Kippmoments bei Axialkräften durch Schrägverzahnung

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

∫ += CxxFxM d)()( Qb . (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 Bestim-mung der Integrationskonstanten C ergeben sich aus der Summe aller Einzel-momente links der Stelle xi. Zu beachten ist die Einleitung von Einzelmomenten, wie z.B. das Kippmoment, das durch die Axialkraft eines schrägverzahnten Zahn-rads hervorgerufen wird, Abb. 8.10. Dadurch ändert sich die Summe aller Einzel-momente, 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

{ }0irzL1,zQ, )( xxFFxF −+−= . (8.9)

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

{ } { }0iia

1irzL1,yb, )( xxrFxxFxFxM −−−+−= . (8.10)

Analoges Vorgehen ergibt in der xy-Ebene

{ }0ityL1,yQ, )( xxFFxF −−= (8.11)

und daraus

{ }1ityL1,zb, )( xxFxFxM −+= . (8.12)


Abb. 8.11. Darstellung der qualitativen Kraft- und Momentenverläufe des Berechnungs-beispiels 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 resultie-renden Biegemoments ausschlaggebend

)()()( 2zb,

2yb,b xMxMxM += . (8.13)

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

{ }0iitmaxt )( xxrFTxM −+−= . (8.14)

Die ermittelten Kraft- und Momentenverläufe lassen sich auch zeichnerisch dar-stellen, 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 Vergleichsspan-nung, d.h. an dieser Stelle muss nachgewiesen werden, dass die Welle die auftre-tende Belastung mit der erforderlichen Sicherheit ertragen kann. Die Nachrech-nung des kritischen Querschnitts ist sehr wichtig für eine erfolgreiche Auslegung.


Kann der kritische Querschnitt nicht genau vorhergesagt werden, müssen mehrere Querschnitte nachgerechnet werden. Zur Bestimmung des kritischen Querschnitts können folgende Kriterien heran-gezogen 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 Momenten-verläufe 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 beach-ten:

• 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 Momenten-verlaufs, so ist mit dem betraglich größeren Wert des Moments zu rechnen.

Biege-Nennspannung: b

bnb, W

Mσ = , (8.15a)

Torsions-Nennspannung: t

tnt, W

Mτ = . (8.15b)

Kerbspannungen

Durch die Spannungserhöhung im Kerbgrund vergrößern sich die Nennspannun-gen bei statischer Beanspruchung um die Formzahl α k und bei dynamischer Bean-spruchung um die Kerbwirkungszahl β k. Es gilt also


bei statischer Beanspruchung nb,bk,maxb, σασ = , (8.16a)

nt,tk,maxt, τατ = , (8.16b)

bei dynamischer Beanspruchung nb,bk,maxb, σβσ = , (8.16c)

nt,tk,maxt, τβτ = . (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 ver-tretbaren 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

kk1 αβ ≤≤ , (8.17)

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

Tabelle 8.2. Ermittlung der statischen Formzahl αk aus der Wellengeometrie


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 wer-den. Für die Ermittlung der dynamischen Kerbwirkungszahl β k bieten sich ver-schiedene 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 Form-zahl 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 Dia-gramm 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

( )2maxt,0

2maxb,v 3 τασσ += , (8.18)

mit dem „Anstrengungsverhältnis“

)()(

vonVerlaufzeitl.ndentsprechevonVerlaufzeitl.ndentspreche

zul

zul

zul

zul0 τσ

σστσσσ

α == , (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


Abb. 8.13. Grenzlinien der ertragbaren Spannungskomponenten

1wechselndwechselnd

0t

b =⎭⎬⎫

ατσ

, (8.20a)

7,0schwellendwechselnd

Schb,

Wb,0

t

b ≈=⎭⎬⎫

σσ

ατσ

. (8.20b)

Das Anstrengungsverhältnis α 0 berechnet sich also aus den zulässigen Spannun-gen zweier zeitlich verschiedener Lastfälle. Der Einfluss des Anstrengungs-verhältnisses α 0 lässt sich veranschaulichen, wenn man die Wertepaare der ertrag-baren 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

( )2maxt,0

2maxb,v 75,0 MαMM += . (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 Mindest-durchmesser 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

3zulb,

vmin 17,2

σM

d = . (8.22)


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 aus-gelegt werden, muss Tmax über die gesamte Betriebszeit ertragen werden. Die Fes-tigkeitsbedingung lautet daher

D

0sWb,zulb,v S

bbσσσ =≤ , (8.23)

wobei σ b,W Biegewechselfestigkeit, bs Oberflächeneinfluss (verschiedene Bearbeitungen, Abb. 8.14a), b0 Größeneinfluss (Spannungsgradient u.a., Abb. 8.14b), SD Sicherheit gegen Dauerbruch.

Die selten auftretenden Betriebszustände mit Getriebeeingangsmomenten größer als das maximale Motormoment Tmax (z.B. Einkuppelstöße) werden bei der Ausle-gung 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 aller-dings 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 kön-nen, sondern es genügt, wenn die Getriebewelle während einer angestrebten endli-chen Lebensdauer unter der Beanspruchung eines bestimmten Lastkollektivs nicht versagt. Eine Lebensdauerberechnung für Getriebewellen wird sehr umfangreich und daher üblicherweise mit Rechnerprogrammen durchgeführt.


Nachfolgend wird ein Berechnungsgang dargelegt, wie er auch „von Hand“ durch-geführt 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 Belas-tung TG am Getriebeeingang nun variiert, ändert sich σ v proportional dazu. Es gilt daher

max

GmaxvGv )()(

TT

TσTσ = . (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 beschrie-benen Vorgehen für die Schadensakkumulationshypothese nach Palmgren-Miner. Im Gegensatz zur Lebensdauerberechnung von Zahnrädern werden Getriebewel-len 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

k

σσ

h

Nz+

= =∑ ∑ ⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

j

1i

n

1m D

imv,im

D , (8.25)

wobei σ v,im Vergleichsspannung im i-ten Gang unter Belastung TG der m-ten Beanspruchungsklasse nach Gl. (8.24),

him Anteil der Getriebewellen-Umdrehungen bezogen auf den zugrunde gelegten Zyklus,

σ D Dauerfestigkeit, ND Schwingspielzahl, bei der Dauerfestigkeit erreicht wird, k Exponent der Wöhlerlinien-Gleichung (vgl. Abschn. 7.4.1), i Index der Gänge 1 bis j, m Index der Beanspruchungsklassen 1 bis n.


Tabelle 8.3. Im Fahrzeugbau gebräuchliche Wellenwerkstoffe und ihre Werkstoffkenn-werte [8.3] (Angaben in N/mm2)

Bezeichnung 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 Vergütungsstahl

34 Cr4 750...900 550 425 – – 690

Einsatzstahl 16 MnCr5 900...1400 640 520 770 370 520

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 zu-lässigen Werte nicht überschreiten, ist ebenso entscheidend, wie der Festigkeits-nachweis.

Für eine Festigkeitsauslegung kann der in Abschn. 8.3 gezeigte Rechengang leicht programmiert werden. Eine Berechnung der Durchbiegung von Getriebe-wellen mit abgestuften Durchmessern ist nach diesem Schema nicht mehr sinn-voll. Für einfachere Fälle bieten sich das Verfahren nach Castigliano oder das gra-phische 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 Bal-kenbiegung [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 Durchbie-gung f, Biegewinkel ϕ, Biegemoment Mb und Querkraft Q lässt sich dann in einem solchen Abschnitt beschreiben durch das lineare Differentialgleichungssystem

.konstxqxQ;xQ

xM;

IExM

x;x

xf

===== )(dd)(

dd)(

dd)(

dd

ib

ii

bϕϕ (8.26)

Abb. 8.15. Balkenabschnitt für die Berechnung mit Übertragungsmatrizen

8.5 Ablaufdiagramm für die Auslegung von Getriebewellen 299

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

Wellen Durchbiegung Biegewinkel

Allgemein gilt für Zahnräder nzul 010 m,f ≤

bd4

wzul 10

2tan ≤ϕ

mn … Normalmodul

dw … Wälzkreisdurchmesser, b … Zahnbreite

Anhaltswerte für Verzahnungen fzul ≤ 0,02 … 0,06 mm 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 „Übertragungsmat-rizen“. 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 Durchbie-gung 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 Lagerstel-len 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:

22zy fff += , (8.27)

z2

y2 tantantan ϕϕϕ += . (8.28)

Zahnradgetriebe reagieren auf Verformungen der Wellen sehr empfindlich, insbe-sondere Verkippungen können leicht zum Verkanten von Zahnrädern oder zu Kantenpressung in den Lagern führen. Dementsprechend hoch sind die Anforde-rungen 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.


Abb. 8.16. Ablaufdiagramm für die Auslegung von Getriebewellen

8.5 Ablaufdiagramm für die Auslegung von Getriebewellen 301

Abb. 8.16. (Fortsetzung)

9 Schalteinrichtungen

Wechselnde Verbindungen

Bei Fahrzeuggetrieben sind Einrichtungen notwendig, die es ermöglichen, die Übersetzung und damit das Leistungsangebot dem aktuellen Fahrzustand anzupas-sen. „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 Schalteinrich-tung 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 Fahr-zeugart (Pkw, Nkw), die Antriebsart (Front-, Heckantrieb) und die Einsatzbedin-gungen 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 dar-auf 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 Schalt-element 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 Wegrollverhinde-rung 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. Klauenkupp-lung) 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 Lamellen- bremse für Planetengetriebe [9.17]

304 9 Schalteinrichtungen

9.1 Systematik der Schaltelemente

Der konstruktiven und kombinatorischen Vielfalt von inneren und äußeren Schalt-elementen sind nahezu keine Grenzen gesetzt. In diesem Abschnitt sollen deshalb nur Grundprinzipien beschrieben werden. Ausgeführte Konstruktionen sind exem-plarisch in den Abschn. 12.1 und 12.2 erläutert. Einen Überblick über Schalt-elemente 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 Einstangen- betätigung [9.12]

VW Golf III, Abb. 9.4

Schalt- und Wählzug MB A-Klasse[9.8]

Automat-getriebe ZF 6 HP 26, Abb. 12.25

–––––––––

Schaltkraft erzeugen

Mechanisch, Handkraft

Elektro- mechanisch

Elektro- hydraulisch

Elektro- pneumatisch

Elektro- magnetisch

Beispiel Schalthebel Getriebe-steller, Abb. 12.39

Automat-getriebe, Abb. 9.1h

Nkw-Gruppe, Abb. 12.34

Elektro- kupplung

Gangwahl und Schaltkraft übersetzen

Schaltstangen, Hebel

Kugelgelenk, Vier-Gelenk

Schaltwelle, Drehwelle

Schaltwalze

–––––––––

Beispiel 3-Stangen- schaltung, Abb. 9.3

VW Golf III,Abb. 9.4

Abb. 12.3 (ZF)

Smart (Getrag), Abb. 12.14

–––––––––

Schalten Schaltgabel Schalt- schwinge

Kolben ––––––––– –––––––––

Beispiel Abb. 12.9 (MB)

Abb. 12.1 (VW),

Abb. 12.3 (ZF)

Konventionel-ler Automat, Abb. 12.23 (MB)

––––––––– –––––––––

Kraftschluss Ein-/Mehr- konus

Spreizring Lamellen Band Klemmkörper

Beispiel Konus-Syn- chronisierung

Porsche-Syn-chronisierung

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 Motorrad- getriebe –––––––––


9.1.1 Schaltelemente für Getriebe mit Zugkraftunterbrechung

Von Hand schalten ist mehr als nur Zahnräder in den Leistungsfluss bringen. Ge-fordert wird eine exakte und leichtgängige Betätigung des Schalthebels. Dabei kommt es auf das Zusammenspiel der äußeren Schaltung mit den inneren Schalt-elementen wie Rastierungseinrichtung, Führungen und Synchronisierungen (s. Abschn. 9.2) an. Bei Pkw sind Attribute zu erfüllen wie kurze Schaltwege, flüssi-ger 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 ver-schoben. Schieberäder werden beim Rückwärtsgang in Pkw- und Nkw-Getrieben eingesetzt.

Bei Nkw-Getrieben sind auch häufig unsynchronisierte Klauengetriebe anzu-treffen. Die sich ständig im Eingriff befindenden Zahnradpaare laufen auf Wälz-lagern und werden durch eine verschiebbare Klauenmuffe (Schaltmuffe) mit der Getriebewelle formschlüssig verbunden, Abb. 9.1b. Hinterschnittene Klauen ver-meiden dabei das Herausspringen geschalteter Gänge (Gangspringen), Abb. 9.2.

Der Gangwechsel gliedert sich immer in eine Wähl- und in eine Schaltbewe-gung. 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 (Schalt-hebel am Getriebegehäuse, beispielsweise bei Nkw zu finden) durch drei Schalt-stangen. 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 Schalt-stangen 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


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 Schalt-muffe; 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 Schaltbewe-gung 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 Fahr-zeugherstellers ist der R-Gang gegen Fehlbedienung durch eine Sperreinrichtung gesichert.


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 Verbindungs-stange; 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 ei-nes Pkw mit quer eingebautem Getriebe. Diese mechanische Fernschaltung ist durch ein Vier-Gelenk-Getriebe realisiert. Die dargestellte Schalteinrichtung wur-de von VW im Golf III bis Mitte der 1990er in Serie gefertigt.

Anstatt aufwendiger Gelenkkinematik ist vor allem bei Pkw mit quer eingebau-tem Getriebe die Betätigung mittels Seilzügen gängig. Die Schalt- und Wählkräfte werden durch je einen Schalt- und einen Wählzug von dem im Schaltgehäuse ge-lagerten 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 Pkw-Getrieben eine Einstangenbetätigung verwendet. Sie ermöglicht kurze Schaltwege und hohe Präzision ohne Umlenkungen.

Tabelle 9.2. Die zwölf möglichen Schaltzustände. Hinsichtlich der Dauer des Gang- wechsels sind für schwere Nkw: ○ unkritisch; ● kritisch

Hochschalten Rückschalten Zug Schub Zug Schub

Ebene ○ ○ ○ ○ Bergauf ● ○ ● ○ Bergab ○ ○ ○ ●


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 steu-ert, 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, kriti-schen hin.

Bei schweren Nkw ist die Getriebeschaltung zur Fahrerentlastung häufig servo-unterstützt. Dabei wird das vorhandene Druckluftsystem für die Betätigung der Stellglieder genutzt. Die Elektronik steuert den Schaltungsablauf. Je nach Auto-matisierungsgrad wird der Fahrer vom Schaltvorgang unterschiedlich stark entlas-tet. 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 schal-tende Gang wird reibschlüssig und ohne Zugkraftunterbrechung in den Leistungs-fluss 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) über-tragbar.

1/ Innere Schaltung für Automatgetriebe

Wesentliche innere Schaltelemente von Automatgetrieben sind: • Lamellenkupplungen und • Freiläufe. Lamellenkupplungen in Automatgetrieben sind in der Regel durch Drucköl beauf-schlagte, fremdgeschaltete Kupplungen. Auf die Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen wird in Abschn. 9.3 eingegangen. Freiläufe sind richtungs-betätigte Kupplungen. Ein Freilauf lässt nur eine Drehrichtung zu, in die andere sperrt er. Freiläufe verbinden Wellen untereinander oder Wellen gegen Gehäuse-teile. 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 hin-sichtlich des Drehmomentanstiegs eine Sprungfunktion und wird lediglich durch die Elastizitäten gedämpft. Bezüglich der Auslegung von Freiläufen sei hier ledig-lich auf die Herstellerfirmen verwiesen. Es gibt eine große Vielzahl von Konstruk-


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. Anderer-seits bauen Freiläufe relativ groß und sind gegen Überlastung nicht tolerant. Wenn irgend möglich sind deshalb flankierende Schutzfunktionen in der Software vor-zusehen.

Freiläufe finden sich bei den ausgeführten Konstruktionen zur Unterstützung bei Rückschaltungen in den unteren Gängen, s. dazu beispielsweise Abb. 6.32 so-wie 12.23. Ein weiteres wichtiges Einsatzgebiet ist der Trilok-Wandler. Hier ver-bindet 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 elekt-rische Signale (Tipp-Schalten bis hin zu komplettem Shift-by-wire). In Pkw ist die Schaltung üblicherweise in der Mittelkonsole platziert, aber auch im Armaturen-brett oder an der Lenksäule.

Zwei wesentliche Sicherheitsvorschriften der US-amerikanischen NHTSA (National Highway Traffic Safety Administration) bilden die Grundlage zum De-sign 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 Dieb-stahlsicherung 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 unbe-absichtigtes Schalten aus P (Park) heraus bzw. von N (Neutral) nach R (Rück-wärts) 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 Positio-nen, weist zwar die gleiche Schaltfolge auf, gibt aber den Wählhebel nur durch ei-ne Seitwärtsbewegung beim Schalten frei.

Die im FMVSS 102 geforderte Anzeige der aktuellen und der möglichen Wählhebelstellungen erfolgt durch entsprechende Symbole im Bereich der Schalt-gasse (Abdeckung, Display) und oft noch zusätzlich im Display des Armaturen-bretts.


Abb. 9.5. Äußere Schaltung eines Automatgetriebes am Beispiel eines AT für Standard- antrieb

Aus den Anforderungen der FMVSS 114 ist für Pkw das so genannte Keylock- oder 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 Vari-ante verbindet durch einen Seilzug die Sperren in Zündschloss und die Schaltbetä-tigung, 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 übli-cherweise 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 Wähl-hebel 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.


Abb. 9.6. Beispiel für ein Keylock- und Shiftlock- system

9.1.3 Shift-by-wire

Mechanische Einrichtungen wie Gestänge oder Seilzüge haben lange Zeit die Verbindung zwischen Schaltbetätigung und Getriebe bestimmt. Doch die zu-nehmende 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 manu-ellen Schaltgetrieben (AMT). Seit dem Start 1996 ist Shift-by-wire für AMT na-hezu 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-Schal-tung bei konventionellen Automatgetrieben in Großserie.

Die Schaltbetätigung kann wesentlich kleiner gebaut werden. Auftretende Kräf-te und auszuführende Handhabungen für den Schaltvorgang können für den Fahrer nach bewegungsphysiologischen und haptischen Gesichtspunkten definiert wer-den. Des Weiteren lassen sich automatisierte Funktionen realisieren, wie z.B. die automatische Aktivierung der Parksperre, wenn bei negativer Sitzbelegungserken-nung 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 entfal-len. Eine Bodenöffnung ist nicht mehr notwendig, daher entfällt das Dichtungs-problem, man erreicht ein besseres Crash-Verhalten.

Allerdings birgt die Shift-by-wire-Technologie auch Risiken. Bei der mechani-schen 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 sta-bil. Durch diese mechanische Kopplung wird der Fahrer immer über die wahre Getriebestellung informiert.


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“ wer-den, 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 mo-mentane Getriebeposition muss der Fahrer stets von einem, vom Getriebe ange-steuerten, Display ablesen.

Um eine Verfügbarkeit und Sicherheit wie bei mechanischen Systemen zu er-reichen, muss ein erheblicher Aufwand betrieben werden. Redundanz der Senso-rik, 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 Automatschalt-betätigung mit Gangsperren, Shiftlock und Keylock nachempfunden sind und sol-che, die sich bezüglich Fehlbedienung allein auf die Elektronik verlassen. Mit den ersten Shift-by-wire-Schaltbetätigungen für Pkw-Automatgetriebe wurde noch in-tensiver an der Sicherheit der Systeme gearbeitet. Hier gilt es zusätzlich, die Be-dienung und Funktion der Parksperre den gesetzlichen Anforderungen entspre-chend zu gestalten.

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen

Nachfolgend wird als wichtiges inneres Schaltelement die Getriebesynchronisie-rung 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 Getriebe-eingangsmomenten und großen zu synchronisierenden Massen wird die Synchro-nisierung zum kritischen Bauteil für die Systemlebensdauer.

9.2 Auslegung und Gestaltung von Synchronisierungen 313

Drehende Schaltklauen lassen sich nur dann ohne „Ratschen“ formschlüssig ver-binden, wenn sie gleiche Umfangsgeschwindigkeiten haben. Von einer Synchroni-siereinrichtung wird daher gefordert, dass sie die Umfangsgeschwindigkeiten der zu verbindenden Teile in 0,1 bis 0,3 Sekunden mit geringem Kraftaufwand anglei-chen kann und einen vorzeitigen Formschluss durch Sperren des Schaltwegs ver-hindert. Ein Zahnradgetriebe mit mehreren Gängen kann grundsätzlich auf folgen-de 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. Unsynchro-nisierte 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 Schaltmuf-fe 5) und des zu schaltenden Losrads 1 reibschlüssig an. Bei Gleichlauf stellt sie den Formschluss her. Sie vereint in sich eine reibschlüssige und eine formschlüs-sige Kupplung. Siehe dazu auch Abb. 10.3 „Systematische Einteilung von An-fahrelementen“.

Abb. 9.7. Einkonus-Synchro-nisierung (ZF-B), s. auch Abb. 9.12. 1 Nadelgelagertes Losrad; 2 Kupplungskörper mit Schalt-

verzahnung und Reibkonus; 3 Synchronring mit Gegenko-

nus und Sperrverzahnung; 4 Synchronkörper mit Innen-

verzahnung für den Form-schluss mit der Getriebewel-le und Klauenaußenverzah-nung für die Schaltmuffe;

5 Schaltmuffe mit Klauenin-nenverzahnung und Ringnut;

6 Getriebewelle


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 Vorgelegege-triebe soll der Schaltvorgang beschrieben werden, Abb. 9.8. Fährt das Fahrzeug mit sinkender Geschwindigkeit v im zweiten Gang, so herrscht an der Antriebs-welle EW eine bestimmte Winkelgeschwindigkeit ωEW. Bei vollständig geschlos-sener Anfahrkupplung ist ωEW = ωM. In den ersten Gang kann frühestens dann zu-rückgeschaltet 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 ge-meinsame Massenträgheitsmoment Jred der zu synchronisierenden Massen. In ei-ner ersten Betrachtung kann daher der Abfall der Winkelgeschwindigkeit der Ab-triebswelle 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 Ab-triebswelle drehfest verbundene Schaltmuffe 7 läuft mit der Winkelgeschwindig-keit 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 Syn-chronisiervorgang. Das Losrad 5 und sämtliche damit verbundene Massen werden beim Rückschalten beschleunigt. Die Winkelgeschwindigkeit ω5 des zu schalten-den 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 Schaltverzah-nung 9 verbunden werden.


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 Funktionie-ren unter allen Betriebsbe-dingungen

Drehzahlvergleich mittels Rei-bung, Reibung als Funktion der Relativgeschwindigkeit

3/ Sperren des Form- schlusses bis zum Gleichlauf

• Durchreißen des Gangs vor Erreichen des Gleichlaufs soll erschwert bzw. unmög-lich sein

Reibgesperre mit differenz-drehzahlabhängiger Wirkung

4/ Formschluss herstellen und Leistungs- fluss ermöglichen

• Schaltweg s möglichst kurz • Formschluss sicherstellen,

Gangsprünge verhindern

Klauenkupplung mit hinter-schnittener Verzahnung

Nebenfunktionen Bemerkung Quantifizierung

5/ Schaltkomfort • Schaltkraftverlauf • Schaltkraftkollektiv

• Tabelle 9.4

6/ Betriebssicherheit bei allen Bedingungen

• Tiefe Temperaturen • Schnelles Schalten

• Arktische Temperaturen • tR ≤ 0,1 s

7/ Überlastbarkeit • Fehlbedienungen • Missbrauchstest



8/ Lebensdauer • Ausreichende mechanische und thermische Dimensio-nierung

• Pkw > 150.000 km • Nkw > 800.000 km

9/ Leistungsfähigkeit • Synchronisierbare Massen • Rutschzeit • Leistungsgrenzen

• Konstruktion • Zulässige Beanspruchungs-

werte, Tabelle 9.7

10/ Kosten • Entwicklung/Fertigung • Austausch von Verschleiß-

teilen ––––––––––––––––––––

11/ Gewicht / Bauraum • Bauraum reduzieren • Schaltweg verkürzen ––––––––––––––––––––

3/ Drehzahlanpassung mit rutschender Reibkupplung

Die zur Drehzahlanpassung verwendeten Reibflächen mechanischer Synchronisie-rungen sind je nach Bauform eben, konisch oder zylindrisch. Systeme mit Reib-konen 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


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

αFF

sin1

n = . (9.1)

Aus der Schaltkraft F ergibt sich mit dem dynamischen Reibwert µ das Reibmo-ment TR

αµdFjT

sin2R = . (9.2)

Darin ist j die Reibflächenanzahl und d/2 der wirksame Radius. Bei der prakti-schen Berechnung wird häufig vereinfacht mit d/2 = d0/2 gerechnet. Um Selbst-hemmung zu vermeiden, muss für den Konuswinkel α gelten:

µα >tan . (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 Stei-gerung 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 Kupplungs-durchmesser; ∆S Verschleißweg; ∆Szul zulässiger Verschleißweg inkl. Lüftspiel; s Schaltweg an der Schaltmuffe; ∆V Verschleiß am Synchronring; α Konuswinkel


Im Allgemeinen ist der Verschleiß der Reibflächen der lebensdauerbestimmende Faktor. Der Schaltweg s an der Schaltmuffe beträgt etwa 7,5...13 mm. Der zuläs-sige Verschleißweg ∆Szul beträgt in der Regel zwischen 1 und 1,5 mm. Durch Sub-traktion 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 Einkonus-Synchronisierungen, 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 Synchron-ring 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 Innenverzah-nung für den Formschluss mit der Getriebewelle und Außenverzahnung für die Schaltmuf-fe; 5 Druckfeder; 6 Kugelbolzen; 7 Druckstück; 8 Schaltmuffe mit Klaueninnenverzah-nung


Abb. 9.13. Synchronisiervorgang. Pfeile mit halb gefüllten Spitzen geben die Bewegungs-richtungen an, die Drehmomentpfeile zeigen die wirkenden Momente am Synchronring. 2 Kupplungskörper mit Schaltverzahnung und Reibkonus; 3 Hauptfunktionsträger Syn-chronring 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


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 zu-nächst den Synchronring 3 mit seinem Gegenkonus an den Reibkonus des Kupp-lungskörpers 2 drücken. Infolge der vorhandenen Drehzahldifferenz von Schalt-muffe 8 und Synchronring 3 gegenüber dem Losrad 1 wird der Synchronring bis zum Anschlagen der Nasen an die Nutwandung verdreht. Diese Phase I des Syn-chronisiervorgangs 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 Ver-zahnungsmoment 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 Synchron-rings. Die Schaltkraft sinkt in dieser Phase rapide ab. Während der gesamten Axi-albewegung 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 Kugel-bolzen 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


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 er-reichen, 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 funkti-onsbedingtem 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 Überset-zungsverhältnis 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 aufge-brachte 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 Außentem-peratureinfluss aber von untergeordneter Bedeutung, da sich das Getriebeöl im Betrieb relativ rasch erwärmt. Die bedeutendsten Komfortprobleme bei Synchro-nisierungen 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 zu-sammen. Die Schaltmuffe sollte nun in Phase IV, Abb. 9.13, mit wenig Kraft den


Kupplungskörper verdrehen und sich leicht in die durchgeschaltete Stellung schieben lassen. Zwischen der Schaltmuffe und den Druckstücken (mit Kugel-bolzen) tritt beim Verschieben Reibung auf. Ist die Reibkraft groß bzw. die Lüft-charakteristik 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 Synchron-rings vom Reibkonus des Kupplungskörpers.

Dem Haken kann durch konstruktive Maßnahmen begegnet werden. Um beispielsweise die Lüftcharakteristik zu verbessern, wird in die Synchronring-reibfläche ein „ablaufendes“ Gewinde eingearbeitet, s. auch Abschn. 9.2.4 „Tribo-logisches System von Synchronisierungen“. Großen Einfluss haben auch der Dachschrägenwinkel (Einspurwinkel) an der Klaueninnenverzahnung der Schalt-muffe 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 Schalt-muffe und zu schaltendem Losrad entstehen, die beim Durchschalten ein „Krat-zen“ 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 da-von 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 Schalt-muffe gleiten an den Dachschrägen der Sperrverzahnung durch diesen „Rüttelvor-gang“ leichter ab [9.11]. Siehe dazu auch Abschn. 9.2.3, Ziffer 4/ „Auslegung der Sperrverzahnung auf Sperrwirkung“.


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 besonde-rem 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) einge-bracht. 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 Sperrver-zahnung des Synchronrings.

Bei einer mechanisch ausreichend dimensionierten Synchronisierung legt die auftretende thermische Beanspruchung die Leistungsgrenzen fest. In weniger als


0,1 s kann die Oberflächentemperatur ϑ punktuell Spitzenwerte bis zu 1000 °C er-reichen [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


Man unterscheidet zwischen kurzzeitiger Überbeanspruchung durch Temperatur-spitzen und Dauerüberbeanspruchung, beispielsweise durch zu lange Rutschzei-ten. Abbildung 9.18 zeigt Fresser und Wärmefahnen am Reibkonus eines Nkw-Kupplungskörpers.

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


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 Beanspru-chung im Laufe der Betriebszeit eine negative Veränderung im Synchronisierver-halten auf. Die zulässige flächenbezogene Reibleistung PA,zul ist der gängige Maß-stab 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:

0dd

RVredL =+++ TTJtωT . (9.4)

Bei vollständig betätigter Anfahrkupplung ist während des Synchronisiervorgangs das Lastmoment TL = 0. Das Verlustmoment TV wird durch Lagerverluste, Öl-plansch-, Ölschlepp- und Ölquetschverluste verursacht. Das Verlustmoment ist ei-ne 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

redB dd J

tωT = . (9.5)

Abb. 9.20. Synchronisation zweier Ersatzdrehmassen


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

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ <⇒>>⇒<−−= 00

dd;00

dd,

dd

RRVredR TtωT

tωTJ

tωT . (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

relR ωTP = . (9.7)

Damit ergibt sich die Reibarbeit W je Schaltung mit der Rutschzeit tR zu

∫=R

0

dt

tPW . (9.8)

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 F = konstant, • der Reibwert µ = konstant, • das Verlustmoment TV = konstant,

und damit ergibt sich

• das Reibmoment TR = konstant, • die Winkelgeschwindigkeitsänderung dω/dt = konstant.

Die durch die vereinfachenden Annahmen gemachten Fehler werden in der Be-rechnung größtenteils durch die zulässigen Beanspruchungswerte kompensiert. Die zulässigen Beanspruchungswerte basieren auf Erfahrungen.

Reduktion der Massenträgheitsmomente

Aufgrund der Übersetzungsstufen erfahren die am Synchronisiervorgang beteilig-ten Massen unterschiedliche Winkelbeschleunigungen. Um mit einer Winkelge-schwindigkeit 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

∑=

+=i

1k2k

kiired,1i

JJJ . (9.9)


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 er-gibt sich

.

)(

)(

2

8

72

13

1413

2

11

1011

2

9

109

2

5

65

2

3

43

2

8

714108642VW

2

1

22

8

71EWK77red,

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢

⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

+⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛++++++

+⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+++=

zz

zzJ

zz

Jzz

Jzz

JzzJ

zz

JJJJJJJ

zz

zz

JJJJJ

(9.10)

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 dem-selben Massenträgheitsmoment gerechnet werden kann. Für das Losrad i des zu schaltenden Gangs n gilt in diesem Fall

2nEWired, iJJ = . (9.11)

Tabelle 9.5 gibt Anhaltswerte für auf die Antriebswelle reduzierte Massenträg-heitsmomente JEW.


Tabelle 9.5. Auf die Antriebswelle reduzierte Massenträgheitsmomente JEW (mit Kupp-lungsscheibe, ohne Abtriebswelle) bei „In-Line-Getrieben“

Getriebeart Maximales Getriebeein-

gangsmoment

Getriebe- spreizung

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 Planeten-Rangegruppe, 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 Synchro-nisierung des jeweiligen Gangs ermittelt. Die Synchronisierung wird auf die ma-ximale Relativdrehzahl ausgelegt.

Die Reibgeschwindigkeit v am Synchronring hat großen Einfluss auf die ther-mische Beanspruchung. Die Temperatur an der Reiboberfläche steigt exponentiell mit der Reibgeschwindigkeit. Mit der maximalen Winkelgeschwindigkeitsdiffe-renz ∆ωi ergibt sich

2idω∆=v . (9.12)

Verlustmoment TV

Das Verlustmoment TV am Synchronring eines bestimmten Gangs lässt sich rech-nerisch nur schwer fassen. In Tabelle 9.6 sind als Anhaltswerte an der Antriebs-welle gemessene Verlustmomente TV,EW angegeben. Die Abschätzung von TV,EW beruht auf Erfahrungswerten. Sie erlaubt zusammen mit den ebenfalls auf Erfah-rungen basierenden zulässigen Beanspruchungswerten eine in der Praxis brauch-bare 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)


Reibmoment TR am Synchronring

Nach Gl. (9.6) gilt für die getroffenen Vereinbarungen

VR

iired,R T

tωJT −

∆−= . (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

( )RiV2iired,2

1 tωTωJW ∆−∆−= . (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

Rm t

WP = . (9.15)

Spezifische Beanspruchungen

Bei der Auslegung von Synchronisierungen auf zulässige thermische Beanspru-chung 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 Flächen-anteil ist ohnehin nicht genau bestimmbar. AR setzt sich aus der Summe der Ein-zelbruttoreibflächen (z.B. bei Mehrkonus-Synchronisierungen) zusammen.

∑=

=+++=j

1iiR,jR,R,2R,1R AAAAA K . (9.16)

Der Fehler durch das Vernachlässigen des Berührflächenanteils ist in den zulässi-gen Beanspruchungswerten berücksichtigt. Die errechneten Beanspruchungswerte werden mit den werkstoff- und anwendungsspezifisch zulässigen Beanspru-chungswerten verglichen.


Tabelle 9.7. Auslegungsdaten: Richtwerte für Reibpaarungen [9.29]

Anhaltswerte

Reibwert Zulässige Reibgeschw.

SpezifischeReibarbeit

SpezifischeReibleistung

Flächen- pressung

2idω∆=v

RA A

WW =

R

mA A

PP =

R,i

nR,i A

Fp =

Reibpaarung

µ

vzul WA, zul PA, zul pR, zul

Stahl [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 ver-breiteten Reibpaarungen Reibkonus aus Stahl/Synchronring aus unbeschichtetem Sondermessing (SoMs) und Reibkonus aus Stahl/Synchronring aus Stahl mit ei-nem Molybdän-Reibbelag (Mo). Siehe hierzu auch die Tabellen 9.8 und 9.9.

Es handelt sich hierbei um Auslegungsdaten, die eng mit dem Berechnungsal-gorithmus und seinen Vereinfachungen zu sehen sind. Kurzzeitig ertragbare Spit-zenlasten sind deutlich höher. Spitzenlasten der spezifischen Reibarbeit WA sind für die Synchronringreibbeläge [9.26]:

• SoMs: 1,2 J/mm2, • Mo: 1,5 J/mm2, • Papier: 2,5 J/mm2, • Streusinter: 4,0 J/mm2.

Bei thermisch hochbeanspruchten Synchronisierungen ist in der Regel die spezifi-sche Reibleistung PA die kritische Beanspruchung. Die Reibpaarung ist in der Lage, sich bis zu einem gewissen Grad zu regenerieren. Ein durch eine Extrem-schaltung 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 Durch-messer d der Reibflächen.

In ca. 90 % der Anwendungsfälle sind aber nicht die spezifischen Beanspru-chungen die einschränkenden Kriterien für die Verwendung einer Synchronisie-rung, sondern die den Schaltkomfort betreffenden Größen Rutschzeit tR und die Handkraft FH.


Abb. 9.22. Algorithmus zur thermischen Auslegung von Synchronisierungen


Abb. 9.22. (Fortsetzung)


Diskussion der Auslegungsgleichungen

Je geringer die Rutschzeit sein soll, desto höher ist nach Gl. (9.13) das zu übertra-gende Reibmoment. Die zu übertragende Reibleistung P steigt mit ∆ω2. Sowohl die Rutschzeit tR als auch die Winkelgeschwindigkeitsdifferenz ∆ω sind betriebs- und konstruktionsbedingt. Auch die am Synchronisiervorgang beteiligten Massen, ausgedrückt durch ihr reduziertes Trägheitsmoment Jred,i, sind kaum zu beeinflus-sen. 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, • Ölversorgung: – Ölrinnen, Tropfkanten, Prallflächen.

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 Fertigungs-programm. Erfüllt sie die Anforderungen nicht, so werden die Schleifen des Algo-rithmus unter Variation von Bauart, Bauform und Werkstoff mehrfach durch-laufen, bis die ausgewählte Synchronisierung den Anforderungen entspricht. Dabei sind neben den technischen auch die wirtschaftlichen Randbedingungen zu berücksichtigen.


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 (häu-fig auch als Indexmoment TI bezeichnet) gegenübersteht. Solange eine Drehzahl-differenz 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

⎟⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜⎜

⎝

⎛

+

−=

⎟⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜⎜

⎝

⎛

+

−=

2tan

2tan1

22

cos2

sin2

sin2

cos

2D

DK

D

DK

Z βµ

βµdFβµβ

βµβdFT . (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“ wer-den. Vereinfacht lässt sich daher bei Vernachlässigung des Reibwerts µD das Öff-nungsmoment TZ beschreiben mit

22

cotK

Z

βdFT = . (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

αµdFjTTT

sin2mit RRZ =< (9.19)


erfüllt ist. Mit Gl. (9.18) und Gl. (9.19) folgt

αµdFj

βdF

sin222

cotK< . (9.20)

Damit ergibt sich folgende Auslegungsgleichung für den Dachschrägen- bzw. Öffnungswinkel β der Sperrverzahnung

°<<°< 125105mit1sin2

cotK

βSd

dαµjβ . (9.21)

Zur Beurteilung der Sperrwirkung wird die Sperrsicherheit S eingeführt. Unter-schreitet der Öffnungswinkel β die untere der angegebenen Grenzen, so tritt „Ratschen“ auf. Übersteigt er die obere, nimmt die Schaltkraft zu und der Schalt-komfort ab. In Gl. (9.21) zeigt sich als weitere Einflussgröße auf die Eigen-schaften 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 „Stribeck-Kurve“. Unter Grenzreibung oder Grenzschichtreibung ist ein Reibungszustand definiert, bei dem die Normalkraft Fn nicht mehr – auch nicht teilweise (Mischrei-bung) – durch hydrodynamischen Druck übertragen wird [9.26]. Die Reibpartner sind dann nur noch durch eine wenige Nanometer dicke Grenzschicht aus che-misch 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 beein-flussen die Grenzschicht und somit den Reibwert [9.28].

Um der hydrodynamischen Schmierfilmbildung zu begegnen, wird die Reibflä-che des Synchronrings, und bei Nkw zusätzlich auch die des Kupplungskörpers, mit Rillen versehen. Bei diesen „Drainagen“ sind unterschiedliche Varianten ge-läufig:

• Gewinderillen im Synchronring (ablaufendes Gewinde, s. S. 321 „Haken“), • Axialnuten im Synchronring und/oder Reibkonus des Kupplungskörpers, • Kreisnuten im Reibkonus des Kupplungskörpers (Nkw).


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 Werkstoffpaa-rung. Die Verschleißeigenschaften der Reibpaarung müssen aufeinander abge-stimmt 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:

Unbeschichtete Sondermessingringe

Pkw, nach der Drehbearbeitung korundgestrahlt für Strukturierung der Reibfläche

Stahlringe mit etwa0,5 mm starker Mo-Dickschicht

Nkw, Rillierung eingeschliffen

Streusinter- Reibbeläge

SoMs-Pulver mit nichtmetallischen Bestandteilen

Mo-Dünnschicht Im Flamm- oder Plasmaspritzver- fahren auf vorprofilierten Synchron- ring aufgetragen

Papier-Reibbeläge Faserverbundwerkstoff mit organischer Matrix auf Synchronring aufgeklebt

Trend:

Einsatzgehärteter Stahl

16 MnCr5 Eh,

20 MoCr4 Eh, mit 60 HRC

Carbon Carbongewebe auf Synchronring aufgeklebt


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 Sonder-messing

Streu-sinter

Molyb-dän

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 wieder-gegeben.

9.2.5 Konstruktive Ausführungen

Bei sämtlichen für die Praxis bedeutsamen Synchronisierungen erfolgt die Dreh-zahlanpassung mit rutschenden Reibkupplungen. Mit Ausnahme der Porsche-Synchronisierung läuft der Synchronisiervorgang und die Erzeugung des Sperr-drehmoments 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 ange-strebt. Daher werden in den unteren Gängen (1. und 2.) zunehmend Mehrkonus-Synchronisierungen eingesetzt. Es hängt nun vom Einsatzzweck ab, wie die An-zahl 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.


Abb. 9.24. Doppelkonus-Synchronisierung (ZF-D). 1 Losrad; 2 Kupplungskörper mit

Klauenverzahnung; 3 Doppelkonusring; 4 Gegenkonusring; 5 Synchronkörper

Der Doppelkonusring 3 ist über mehrere Mitnehmernasen drehfest, aber axial be-weglich mit dem Kupplungskörper 2 verbunden. Der Gegenkonusring 4 ist dreh-fest mit dem Synchronkörper 5 verbunden. Aufgrund der vergrößerten Reibflä-chenanzahl 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 Ferti-gungstoleranzen und führt zu höheren Herstellkosten. Die Doppelkonus-Synchro-nisierung 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 Nu-ten 7 des Losrads eingreifen. Er kann sich relativ zum Rad sowohl in Umfangs-richtung 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 Sperrna-sen 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 Nu-ten 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 Radialspan-nung der Ringfeder übt eine axiale Rückstellkraft auf den Synchronring aus und bewegt ihn beim Lösen des Gangs in die Ausgangsstellung.


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 Öffnungs-winkel β gegenüber dem System Borg-Warner verkleinert werden; der Schaltkom-fort 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 ge-ringere spezifische Beanspruchungen. Aufgrund des größeren wirksamen Durch-messers d steigt nach Gl. (9.12) die Reibgeschwindigkeit v, und die synchronisier-bare Drehzahldifferenz sinkt.

4/ Sperrbolzen-Synchronisierung

Bei der in Abb. 9.26 dargestellten Spicer- oder Tompson-Synchronisierung han-delt 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 ver-bunden. 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 Öffnungs-moment, hervorgerufen an den Kegelflächen von Sperrbolzen und Bohrungen, kleiner als das sperrende Reibmoment. Die Schaltmuffe lässt sich nicht verschie-ben. Bei Gleichlauf drückt die an der schrägen Anlagefläche der Bohrungen herr-schende Umfangskomponente der Schaltkraft die Druckfeder 5 zusammen. Die Schaltmuffe gleitet entlang der Sperrbolzen und bringt die Klauen zum Eingriff.


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 Syn-chronring aufgrund des größeren Durchmessers d bei einer kleineren Schaltkraft F erreicht. Die Vergrößerung der Reibfläche AR bewirkt geringere spezifische Bean-spruchungen. Durch die Serienschaltung von Reibfläche und Schaltweg ergibt sich gegenüber den auf dem System Borg-Warner basierenden Synchronisierungen ei-ne 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 Drei-Gruppen-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 Syn-chronisierung entstehenden Rotationskraft in eine Axialkraft erreicht. Diese Axi-alkraft 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 Gang-position. 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 Keilwellenpro-fil der Hauptwelle 7.


Abb. 9.27. Eaton LF-(Low Force)-Synchronisierung der Eaton S-Getriebebaureihe. 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 axi-ale, gegen das zu schaltende Gangrad 6 gerichtete Kraft um. Durch diese Axial-kraft, die die Synchronscheibe in Richtung des zu schaltenden Zahnrads drückt, wird der Schaltvorgang beschleunigt, die Synchronzeit verkürzt und die vom Fah-rer am Schalthebel aufzubringende Kraft reduziert. Somit wird ein Synchronkraft-anstieg 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 Schalt-verzahnung 9 des Zahnrads 6 formschlüssig verbunden [9.6].

6/ Lamellen-Synchronisierung

Die Lamellen-Synchronisierung in ihrer heutigen Form ist aus Lamellenkupplun-gen von Lastschaltgetrieben heraus entwickelt worden, Abb. 9.28. Sie bietet sich aufgrund der großen Gesamtreibfläche AR überall dort an, wo eine sehr hohe Leis-tungsfähigkeit der Synchronisierung erforderlich ist.

Der Konuswinkel α einer Lamellen-Synchronisierung beträgt 90°. Um mit der-selben Schaltkraft betätigt werden zu können wie eine Einkonus-Synchronisierung mit α = 6,4°, muss nach Gl. (9.2) eine Lamellen-Synchronisierung gleichen Wirk-durchmessers j = 9 Reibflächen haben. Die Paketbaulängen der beiden Synchroni-sierungen sind dann etwa gleich groß. Lamellen-Synchronisierungen sind aufwen-dig und teuer.


Abb. 9.28. Lamellen-Synchronisierung

7/ Porsche-Synchronisierung

Die Zwangssynchronisierung, System Porsche, Abb. 9.29, hat eine selbstverstär-kende 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 unter-liegt stark den auftretenden Reibwertschwankungen. Der Synchronisiervorgang soll nur kurz beschrieben werden.

Abb. 9.29. Porsche-Synchronisierung. 1 Losrad; 2 Kupplungskörper mit Klauenverzah-nung; 3 Sperrband; 4 Synchronring; 5 Sicherungsring; 6 Schaltmuffe; 7 Führungsmuffe; 8 Stein; 9 Anschlag


Der vor der Schaltverzahnung liegende geschlitzte Synchronring 4 hat eine ballige Form. Um in die Schaltmuffe 6 hineingleiten zu können, muss er zusammenge-drückt werden. Bei Drehzahldifferenz wird der Synchronring durch das Reibmo-ment verdreht, bis er sich über den Stein 8 und das Sperrband 3 am Anschlag ab-stützt. 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 Syn-chronring 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 Zahn-radgetriebe 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 Rück-schaltungen jeweils nur eine Synchronisiereinheit verwendet. Die Energiezufuhr und -abfuhr erfolgt von außen. Die elektrische Getriebesteuerung ermittelt die Re-lativdrehzahl der formschlüssig zu verbindenden Teile, steuert die Synchronisier-einheit, welche den Gleichlauf herbeiführt, stellt den Gleichlauf fest und leitet die Schaltung ein. Eine Bremse verzögert beim Hochschalten und ein Hochtreiber be-schleunigt 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


2/ Drehzahlanpassung durch den Verbrennungsmotor

Bei einer aktiven Drehzahlanpassung mittels Verbrennungsmotor wird die An-fahrkupplung nicht geöffnet. Durch kurzes automatisches Gasgeben beziehungs-weise 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 weiter-entwickelte Symo-Schaltung von Faun und Siemens arbeitete nach diesem Funk-tionsprinzip.

Durch den Fortschritt bei der Elektronik und Motortechnik sowie den Einsatz einer Getriebebremse ist diese Art der Synchronisierung seit 1998 im automati-sierten 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 Funk-tionsweise 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 Kupp-lungskörper 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 auf-wendigen 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 fahrerab-hängig und daher völlig willkürlich.


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 ausgegan-gen, dass der Fahrer den Synchronring ohne Betätigung der Anfahr- und Trenn-kupplung an den Reibkonus des Kupplungskörpers drückt bzw. dass er die An-fahr-/Trennkupplung nicht vollständig geöffnet hat. Dadurch wirkt zusätzlich das in Gl. (9.4) aufgeführte Lastmoment TL. In der Praxis entspricht das dem „sportli-chen“ Fahrer, der den Gang ohne Kupplung durchreißt. Dieser Test wird mit hoher Schaltkraft (F > 2000 N bei Pkw) und mit hohen Differenzdrehzahlen durchge-führt.

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 Zugkraftunter-brechung in den Leistungsfluss gebracht. Nach dem hierbei empfundenen Fahr- und Schaltkomfort wertet der Fahrer die Güte des Gangwechsels und damit die Qualität des Getriebes. Anfahr- und Schaltqualität sind die am häufigsten genann-ten 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 Plane-tengetriebe bei Bedarf im Gehäuse abzustützen. Lamellenbremsen und Bandbrem-sen 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 La-mellenbremsen ersetzt. Nachfolgend wird nicht weiter auf Bandbremsen einge-gangen, 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 Schalt-kupplung 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 Drehmomentbe-grenzung („Torque Fuse“) in Nebenabtrieben.

Unter Lamellenkupplung wird in diesem Abschnitt eine am Schaltvorgang be-teiligte, 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)


Auf den nachfolgenden Seiten werden zunächst die Anforderungen an Lamellen-kupplungen formuliert, dann die Grundlagen zum Ablauf von Schaltungen be-schrieben, um darauf basierend, die Grundzüge der Auslegung darzustellen. Ein weiteres Teilkapitel beschäftigt sich mit dem tribologischen System aus Belagla-melle, Ölfilm und der Stahllamelle als Gegenlauffläche, Abb. 9.32. Da das Dreh-moment 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 Trans-mission Fluid), entwickelt. Mit der Art des gewählten Reibbelags und des einge-setzten Öls kann das Reibungsverhalten und damit die Übertragung des Drehmo-ments 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 haupt-sächlichen 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 An-forderungen 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 be-legt, Tabelle 9.10. In modernen Lastschaltgetrieben sind Bewertungen schlechter 7 nur in Ausnahmesituationen (z.B. Kaltstart) akzeptabel.


Tabelle 9.10. Bewertungstabelle für Schaltkomfort (Schaltqualität) nach ATZ

Note 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 Attribut-beurteilung (Schaltvor-gang)

extrem starker Stoß

starker Stoß

Stoß sehr deut-lich

deut-lich

gut spürbar

spürbar leicht spürbar

kaum wahr-nehm-

bar

nicht wahr-nehm-

bar

Kunden-zufriedenheit

sehr unzufrieden etwas unzu-

frieden

ziemlich zufrieden

sehr zu-frieden

außerordentlich zufrieden

Dabei ist die Bewertung, was eine gute Schaltung ist, subjektiv und durchaus ab-hängig 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 unter-scheiden:

• Hochschaltung unter Antriebsmoment: Zughochschaltung, • Hochschaltung unter Bremsmoment: Schubhochschaltung, • Rückschaltung unter Antriebsmoment: Zugrückschaltung, • Rückschaltung unter Bremsmoment: Schubrückschaltung, • Rückschaltung im Leerlauf: 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


Fahrkomfort. Gerade bei niederen Momenten und Drehzahlen erfordern aber die Einflüsse aus den Toleranzen der beteiligten Baugruppen auf- wändigere 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-Pkw-Automatgetriebes


Bezüglich des Schaltvorgangs wird zwischen Überhöhungsschaltung und Frei-gabeschaltung 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 Überschneidungsschal-tungen 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 Fahrzeug- beschleunigung sicher ausgeschlossen ist.

Eine Schaltungsart, der besondere Aufmerksamkeit zu schenken ist, sind Ausroll-schaltungen. Dies sind Rückschaltungen bei niedrigen Fahrzeuggeschwindigkei-ten, die ablaufen, wenn das Fahrzeug durch Bremsen oder Ausrollen zum Still-stand gebracht wird. Die zum Hochziehen der Motordrehzahl bei der Rück-schaltung 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“


Abb. 9.34. Einflussgrößen auf die mechanische und thermische Belastung von Lamellen-kupplungen (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 Einfluss-größen auf die mechanische und thermische Belastung und damit auf die Schädi-gung von Lamellenkupplungen. Neben den Schaltungsparametern wie Schalt-arbeit, 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 Kumulative Schädigung

• Lokale Überbeanspruchung − Fresser − Hot-Spots − Belagabplatzer − Lamellentaumeln

• Globale Überbeanspruchung − Verformungen − Verschweißungen − Verbrennungen

• Verschleiß der Reibparameter

• Ermüdung des Reibmaterials

• Ölalterung − thermisch − mechanisch

• Chemische Reaktionen − An- oder Ablösung Papierbeläge − Sulfidbildung (bei Sinterbronze)


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 Über-höhungsschaltungen relevant.

1/ Leistungsgrenzen von Lamellenkupplungen

Bei Lamellenschäden wird zwischen spontaner und kumulativer Schädigung un-terschieden, 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 Pres-sungsverhältnissen führt zu lokaler thermischer Überbeanspruchung. Die Hot-Spots 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,


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]


• 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 In-nen- 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 Übertragungsfähig-keit (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 Rotati-onsdruck des Öls im Kolbenraum. Siehe dazu das Thema Rotationsdruckausgleich in Abschn. 9.3.5.

Bezüglich Auslegung auf thermische Belastung spielen Wärmeflecken, so ge-nannte Hot-Spots, eine wesentliche Rolle. Sie zeigen sich auf den Stahllamellen. Die Hot-Spot-Neigung (3) verschiedener Beläge hängt stark von der Gleitge-schwindigkeit und der Flächenpressung ab. Moderne organische Beläge sind un-empfindlicher gegen Hot-Spots, da sie elastisch sind und ein höheres Porenvolu-men haben und so besser Unebenheiten der Stahlgegenfläche ausgleichen können. Eine weitere Einflussgröße auf das Hot-Spot-Verhalten ist die Dicke des Reibbe-lags. Dickere Beläge haben eine höhere Elastizität und erzeugen eine homogenere Pressungsverteilung. Dadurch wird auch der Wärmeeintrag in die Stahllamellen homogener [9.13, 9.22].


Abb. 9.37. Berechnungsalgorithmus zur Auslegung von Lamellenkupplungen

Die Lamellen werden beim Zuschalten durch Reibung thermisch und im geschlos-senen 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 unter-geordnet.

Bei Schaltkupplungen ist die Wärmeabfuhr während des Schaltvorgangs (kur-ze 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 bekann-ten Formeln und Zusammenhänge für Reibleistung P und Reibarbeit W je Schal-tung. Siehe hierzu die Gleichungen 9.7 und 9.8.


Tabelle 9.12. Anhaltswerte für Belastungsgrenzen während einer Schaltung

Mittlere Temperatur-erhöhung

Spezifische Schaltarbeit

Reibflächen- pressung

T∆ R

A AW

W = R,i

nR,i A

Fp =

∆Tmax WA,max pR,max

Grenzwerte

[°C] [J/mm2] [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 beste-hend 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 Zahnrad-getrieben“). 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 Tribo-system. Die dem Grundöl beigemischten Additive bestimmen wesentliche Eigen-schaften, 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 Differenz-drehzahl ∆n, der Reibwert µ erhöht. Sie äußern sich bei nasslaufenden Anfahr- und Wandlerkupplungen als Shudder, Abb. 9.39 und bei Schaltkupplungen durch Geräusche, Abb. 9.38.


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 Gleitgeschwindig-keit 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 Gleit-geschwindigkeit (Differenzdrehzahl), reagiert das System hier aufgrund des stei-genden 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.


Abb. 9.39. Betriebsart Dauerschlupf: Regelverhalten schlupfgeregelter Kupplungen

In Abb. 9.40 sind verschiedene Reibwertdefinitionen in Abhängigkeit der Diffe-renzdrehzahl gegeben. Die Ermittlung der Kenngrößen erfolgt auf Lamellenprüf-ständen. 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, Eigenschaf-ten 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 ge-genüber den isolierenden Papierlamellen noch zusätzlich Wärme aufnehmen.

Abb. 9.40. Reibwertdefinitionen nach ZF


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 verschiede-ne Beigaben

Carbongewebe in Harz getränkt, 100 % Carbon

Eigen-schaften

Elastisch, gutes Reib- und Geräuschverhalten hohe thermische Beständigkeit

Unelastisch, geringer Schaltkomfort, ge-räuschempfindlich, hohe mech. und therm. Belastbarkeit

Vollcarbon, sehr teuer, thermisch hoch belast-bar, Verwendung im Rennsport, keine Nuten erforderlich

Aufbau Mit Trägerblech verklebt

Auf Trägerblech gesintert

Mit Trägerblech verklebt

Einsatzgebiet z.B. Pkw-Automatgetriebe

z.B. Baumaschinen z.B. Rennsport


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 Außen-lamellenträger E; 9 Innenlamellenträger E; 10 Kolben E; 11 Rotationsdruckausgleich E; 12 Druck Kupplung E


1/ Nutung

Die Reibbeläge der Belaglamellen werden generell mit Nuten versehen (Ausnah-me 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 spezi-fischen Einsatzfall hin optimiert.

Abb. 9.42. Gängige Nutung von Reibbelägen (Quelle: ZF)


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 Papier-beläge sind eine Möglichkeit, kostengünstig Belaglamellen herzustellen. Falls das Nutbild Schlossbereiche („Puzzleverknüpfungen“) erforderlich macht, um die ein-zelnen Segmente zu verbinden, so ist auf deren ausreichende mechanische Wider-standsfähigkeit zu achten.

Als Trägermaterial für die Belaglamellen werden Bleche, C-Stähle und mikro-legierte Stähle verwendet, die abhängig von den Randbedingungen gehärtet, ver-gütet oder nitriert sind.

2/ Oberflächengüte der Gegenreibfläche (Stahllamelle)

Eine große Rolle auf den Reibwertverlauf und damit das Schalt- und Geräusch-verhalten spielt die Oberflächengüte der Gegenreibfläche (Stahllamelle).

3/ Mitnahmeverzahnung

Bei Pkw-Anwendungen wird die Mitnahmeverzahnung in der Regel als Trapez-verzahnung 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 Schwingun-gen 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 Schlepp-moments gibt Abschn. 9.3.6. Um gezielt das Anlegeverhalten des Kolbens zu be-einflussen, 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 müs-sen die Schaltelemente mit ausreichend Kühl-/Schmierölstrom versorgt werden. Bei Gangkupplungen liegt der spezifische Kühl-/Schmierölstrom in der Größen-ordnung 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.


Reduzieren des Kühl-/Schmierölstroms führt zu einer Verringerung des Schlepp-moments, 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 Ein-wirkung der Schaltkräfte sind zu vermeiden, um keine ungleichmäßige Pressungs-verteilung im Kupplungspaket zu erhalten.

In Pkw-Automatgetrieben werden die Schaltkolben häufig aus Blech, in Nkw- und Sonderanwendungen massiver aus Aluminium gefertigt. Die abstützenden Sprengringe sind sorgfältig auszulegen, da sie neben der Axialkraft bei rotieren-den Wellen auch von den Fliehkräften belastet werden. Ferner wirken Umfangs-kräfte, die aus der schließenden bzw. öffnenden Kupplung resultieren.

In vielen Pkw-Anwendungen finden sich für die Kolbenrückstellung Teller-federn, bei Nkw- und Sonderanwendungen sind auch Schraubenfederpakete im Einsatz. Tellerfedern haben als Vorteil eine über dem Weg nahezu gleich bleiben-de Kraft. Nachteilig sind hingegen die Hysterese und große Toleranzen. Schrau-benfederpakete 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 „Ab-dichtung 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 Produkti-onsmaßnahmen 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.


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 Kol-ben 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 Über- schneidungsschaltung, da Funktion von Drehzahl und Öltemperatur beeinflusst wird,

• Federgesteuertes Kupplungsentleerungsventil: relativ hoher Aufwand, ungeeignet für geregelte Kupplungen und Über- schneidungsschaltung, 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.


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. Aller-dings sind SSP teurer als DSP, erhöhen die Gefahr von Montagefehlern und nei-gen 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


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 Rela-tivbewegung zwischen Innen- und Außenlamellen wird das dazwischen befindli-che 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 Ein-flussgrößen sowie daraus resultierende Konstruktionshinweise sind:

• TS steigt überproportional mit zunehmendem Reibradius (Umfangs- geschwindigkeit) 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.


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 gegen-seitiger 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 durch-geführt. Es werden dabei Einstufenversuche sowie Kollektivuntersuchungen ge-fahren. 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. Wandler-

kupplung), • 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.


9.4 Parksperren

Bei abgeschaltetem Motor lassen sich Fahrzeuge mit Handschaltgetriebe zusätz-lich 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 ausgerüs-tet. Eine Parksperre ist eine mechanische Verriegelung der Getriebeabtriebswelle gegen das Getriebegehäuse. Bei Nkw und Bussen mit Federspeicher-Feststell-bremse 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 Schalt-hebel am Getriebe; 2 Achse Wählwelle; 3 Rastenscheibe ( P Parkstellung, R Rückwärts-gangstellung, 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 betätig-ten 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 Rü-cken 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 Einfallge-schwindigkeit, 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 Sperr-rolle 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 wesent-lich 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.


Erfüllung der Einrastbedingung: In der ungünstigsten „Zahn auf Zahn“-Stellung liegen die Kanten der Verzahnungen von Sperrklinke Parksperrenrad gerade auf-einander. Die Ausgleichsfeder hält das System vorgespannt. Wenn sich das Fahr-zeug am 30 %-Hang infolge der Hangabtriebskraft bewegt, muss die Klinke in die nächste Lücke sicher einrasten. Der Drehwinkel bis zur nächsten Lücke des Park-sperrenrads muss so gewählt sein, dass die zwischenzeitlich vom Fahrzeug er-reichte Fahrgeschwindigkeit nicht zur Abweisung führt. Als Einfallgeschwindig-keit 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 Parksperren-rad 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. Be-zogen 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 Sys-tem – von der Wählhebeleinheit im Fahrzeug, über die Bowdenzüge, bis zur Ras-tenscheibe 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 Lösun-gen 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 Park-sperrenräder und Klinken muss die Erfordernisse bzgl. Flächenpressung und Reib-verhältnisse 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 Parksperren-systemen 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


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, hydrau-lischer Druck in den Parksperrenzylinder geführt. Dieser schiebt einen Kolben zu-rück, der über die dargestellte Kinematik den Sperrkegel unter der Klinke heraus-zieht. Ein Verriegelungsmagnet wird geschaltet und verriegelt zusätzlich über Kugeln den Kolben.

Beim Einlegen der Parkstellung wird der Hydraulikdruck im Zylinder abge-schaltet 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 Fest-stellbremse. 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 un-angebrachte 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 nied-rigsten Motorbetriebsdrehzahl und der stillstehenden Getriebeeingangswelle durch einen Drehzahlwandler geschlossen werden. Siehe hierzu auch Abschn. 4.1 „An-triebsstrang“. 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 Wirkungs-grad der Kupplung ηK bestimmt sich mit den Gln. (4.2) und (4.3) zu

KK11

22

1

2K 2

2 νµnπTnπT

PPη === . (10.1a)

mit T2 = T1, d.h. µ = 1 wird

K1

2K ν

nnη == . (10.1b)

Abb. 10.1. Ein- und Ausgangsgrößen des Drehzahlwandlers

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:

1

21

nnn

S−

= . (10.2)

Mit den Gln. (10.1) und (10.2) gilt der Zusammenhang zwischen Wirkungsgrad, Schlupf und Drehzahlverhältnis

KK 11 νηS −=−= . (10.3)

Das Anfahrelement muss so ausgelegt werden, dass es einerseits das maximal auf-tretende Eingangsdrehmoment mit ausreichender Sicherheit überträgt und anderer-seits der thermischen Belastung auch bei häufigem Anfahren – Stop-and-Go – standhält [10.33]. Daraus können die Hauptaufgaben von Anfahrelementen abge-leitet 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 mo-dernen Kraftfahrzeug vier Grundsysteme zur Verfügung:

• Reibschlüssige Trockenkupplung mit iS = 1,0 als Standard bei Hand- schaltgetrieben,

• Reibschlüssige nasslaufende Kupplung bei Stufenlos- und Lastschalt- getrieben,

• Hydrodynamischer Drehmomentwandler mit iS ≥ 1,0 als Standard bei konventionellen Automatgetrieben und

• Hydrodynamische Kupplung.

Die Trockenkupplung zeichnet sich durch guten Wirkungsgrad, Schleppmoment-freiheit sowie ein kleines Massenträgheitsmoment aus, wobei das Massenträg-heitsmoment durch Zusatzforderungen bezüglich Dämpfung oder automatisierte Kriech- und Mehrfachanfahrten stark zunehmen kann. Zu den Vorteilen einer nasslaufenden Anfahrkupplung gehören die kleine Masse, kleines Massenträg-heitsmoment, 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 Überbrü-ckungskupplung und Torsionsschwingungsdämpfer bietet aufgrund seiner Funkti-on als hydrodynamisches Strömungsgetriebe ein besonders komfortables Anfah-ren, eine Drehmomentüberhöhung sowie eine Überlastsicherheit. Die hydrody-namische Kupplung als klassischer Drehzahlwandler hat eine hohe Drehmoment-übertragungsfähigkeit. Sie wird in Radfahrzeugen so gut wie nicht mehr eingesetzt [10.9].

Selten anzutreffen ist die reibschlüssige Magnetpulverkupplung. Ein magneti-sierbares Pulver überträgt hier reibschlüssig die Leistung. In Tabelle 10.1 ist ein Funktionsvergleich der vier in Kraftfahrzeugen eingesetzten Anfahrelemente dar-gestellt.


Tabelle 10.1. Funktionsvergleich der Anfahrelemente [10.9]

Trocken-kupplung

Nasslaufende Kupplung

Hydrodyn. Drehmoment-

wandler

Hydro- dynamische Kupplung

Eingriffsverhalten + ++ ++ ++ Regel-barkeit Trennverhalten + + – – 1) – – 1) Thermische Belastbarkeit

Dauerbetrieb – + ++ ++

Thermische Belastbarkeit Thermoschock + – 2) ++ ++

(Belag-)Verschleiß – + ++ ++ Bauraum 0 ++ 0 0 Stellenergiebedarf 0 0 – – Kurbelwellenlager- belastung 0 ++ + +

Fliehkrafteinflüsse 0 ++ 0 0 1) Trennung nur über zusätzliche Systeme, z.B. Lamellenkupplungen im Getriebe möglich 2) Thermoschock kann regelungsseitig vermieden werden

10.1 Trockenkupplungen

Die schaltbare, fremdbetätigte Trockenkupplung ermöglicht komfortables Anfah-ren eines vom Verbrennungsmotor angetriebenen Kraftfahrzeugs aus dem Still-stand. Diese Kupplung überträgt das Motordrehmoment kraftschlüssig durch Rei-bungskräfte auf die Getriebeeingangswelle und ermöglicht sowohl ein schnelles und vollständiges Trennen als auch wieder ein ruckfreies Schließen des Drehmo-mentflusses 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 unter-scheidet man Einscheiben- sowie Mehrscheibenkupplungen.

10.1.1 Aufbau von Trockenkupplungen

Eine Einscheiben-Trockenkupplung in Membranfeder-Ausführung für Pkw-An-wendungen 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 Betätigungs- elementen auf die Druckplatte überträgt

sowie als Schnittstelle zum Motor, das 4/ Schwungrad.


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 Anfahr-vorgangs, Torsionsdämpfungssystem d, e, f zur Reduzierung der vom Antrieb in-duzierten Torsionsschwingungen sowie die Nabe g mit Innenverzahnung.


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 Mas-senträgheitsmoment, 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:


• 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 Ausnahme- fällen auch (zusätzlich) geklebt.

• Metallische (keramische) Sinterbeläge: Diese Stoffe werden für hohe Bean-spruchungen, besonders für Schlepper oder für Erdarbeitsgeräte eingesetzt. Das Belagmaterial wird entweder direkt auf die Kupplungsscheibe aufgesintert oder über meist trapezförmige Trägerbleche aufgenietet. Wegen ihrer Rupf-neigung 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 Außen-durchmesser. 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 Kupp-lungsbelagringen. Ihre Aufgabe ist ein weiches Einkuppeln für ein ruckfreies An-fahren. 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 Einkuppel-vorgang weicher.

Diese Federung wird durch gewellte Segmente aus Stahlblech realisiert und be-sitzt 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 Belag-federungsarten:

• 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.


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 Last-wechsel 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 Dämpfungsein-richtung 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 Schrauben-druckfedern, die in entsprechenden Fenstern tangential in der Kupplungsscheibe angeordnet sind. Durch tangentiales Vergrößern einzelner Fenster und die Ver-wendung unterschiedlich steifer Federn lassen sich mehrstufige Torsionsdämpfer darstellen, was zu einem geknickten progressiven Dämpferkennlinienverlauf führt.

Aufgabe der Reibungseinrichtung ist es, einen Teil der Drehschwingungs-energie zu vernichten und so die Schwingungsamplitude zu reduzieren. Als Wirk-prinzip 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 Zug- und Schublast und den Anschlägen, die Drehmomentspitzen aufnehmen und verhindern, dass die Schraubenfedern auf Block gehen. Der Fahrdämpfer wird so


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 Druck-federn aus Stahl erzeugt. Diese Druckfedern kann man bezüglich ihrer Ausfüh-rung 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 Kupplungs-gehäuse.

2.1/ Membranfeder

Bei einer Membranfeder-Druckplatte wird die axiale Anpresskraft durch eine vor-gespannte, durch mehrere vom Innendurchmesser ausgehende Schlitze gekenn-zeichnete 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 Belag-federung mit beeinflusst. Die Kennlinie hängt zum einen von der Wahl der Mem-branfederaußen- 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.


Abb. 10.7. Kupplungskennlinie einer Membranfeder-Druckplatte [10.5]

Die für die Kupplungsbetätigung erforderliche Auslegungs-Anpresskraft (rechne-risch notwendige Anpresskraft) gilt für die Einbaulage der Membranfeder im Neuzustand. Beim Ausrücken wird die Membranfederkennlinie von der Einbau-lage 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 Ausrück-kraftkennlinie 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 Wär-mespeicherfähigkeit – und damit größerem Gewicht – und der Reduzierung der Masse zur Entlastung der Federbänder der Aufhängung anzustreben. Eine sinn-volle Maßnahme zur Optimierung des Wärmeabtransports ist eine Oberflächen-vergrößerung 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 Blatt-federn. Diese sind für das Zentrieren der Anpressplatte, die Übertragung des Dreh-moments und das Abheben der Anpressplatte verantwortlich. Beim Auskuppeln wirken die Blattfedern als Rückholfedern gegen die Kraft der Membranfeder.


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) Betäti-gung mit ihren Betriebszuständen und Kraftflüssen. 1 Motorkurbelwelle; 2 Schwungrad; 3 Kupplungsscheibe; 4 Anpressplatte mit Auflage für 6; 5 Druckplattengehäuse mit Auf-lage für 6; 6 Membranfeder mit Ausrückzungen; 7 gedrückter Ausrücker; 8 gezogener Ausrücker; 9 Getriebeeingangswelle; 10 Ausrückschwinge; 11 Nehmerzylinder


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 Ver-schlussmechanismus für das Ausrücklager erlaubt, was die Montage und Demon-tage vereinfacht.

Die gezogene Betätigung findet hingegen bei allen Anwendungen Verwendung, bei denen große Drehmomente übertragen werden müssen und/oder nur ein beeng-ter Bauraum zur Verfügung steht, wie beispielsweise im Nkw-Bereich. Ihre Vor-teile 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 Schiebe-hülse, 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 Über-tragung der Ausrückkraft vom feststehenden Ausrückmechanismus auf die mit Motordrehzahl rotierende Druckplatte. Abbildung 10.9 zeigt die beiden gebräuch-lichen 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)


Das hydraulische wie auch das pneumatisch unterstützte hydraulische Betäti-gungssystem besteht aus einem Geberzylinder, einer Druckleitung und einem Nehmerzylinder. Durch unterschiedliche Dimensionierung der Zylinderdurch-messer lässt sich zudem eine hydraulische Übersetzung bzw. pneumatische Ver-stärkung darstellen. Bei elektro-mechanischen Betätigungssystemen wird die Aus-rückkraft 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 – sicher-zustellen, werden heute Nachstellmechanismen in die Anpressplatte der Druck-platte integriert, die bei jeder Betätigung die Anpressplatte selbstständig nach-stellen. Dabei wird der Belagverschleiß von der Membranfederbewegung abge-koppelt. 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


Bei der dargestellten Kupplung wird die Lagerung der degressiven Membranfeder 4 über eine Sensorfeder 5 am Druckplattengehäuse 1 abgestützt, die einen ausrei-chend langen Weg mit fast konstantem Kraftverlauf besitzt. Ist die Ausrückkraft kleiner als die Haltekraft der Sensorfeder, bleibt die Drehlagerung der Membran-feder beim Ausrücken der Kupplung an derselben Stelle. Da sich bei Verschleiß der Kupplungsbeläge die Ausrückkraft erhöht, wird die Gegenkraft der Sensor-feder überschritten und die Drehlagerung weicht in Richtung Schwungrad aus, bis die Ausrückkraft wieder auf die Sensorkraft abgesunken ist. Zwischen der Dreh-lagerung der Membranfeder und dem Druckplattengehäuse entsteht bei auswei-chender 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 Druckplatten-gehäuse und wird über kleine Druckfedern 3 in Umfangsrichtung vorgespannt.

4/ Schwungrad Die Aufgabe des Schwungrads ist die vom Verbrennungsmotor abgegebene kine-tische 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 ein-gesetzt. 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 Diesel-motoren 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 Fahr-zeugen der Mittel- und Oberklasse eine immer weitere Verbreitung. Vermehrt werden ZMS auch bei Nutzfahrzeugen eingesetzt. Die Aufgabe des Zweimassen-schwungrads besteht in der Reduzierung der in den Antriebsstrang eingeleiteten Drehungleichförmigkeiten. Beim Zweimassenschwungrad wird ein konventionel-les 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.


Das Sekundärschwungrad, das eine der beiden Gegenreibflächen zur Kupplungs-scheibe bildet, ist über eine getrennte Axial- und Radialgleitlagerung verdrehbar zur Primärseite gelagert. Die beiden entkoppelten Massen sind über ein fett-geschmiertes Feder-/Dämpfungssystem miteinander verbunden.

Der Hauptvorteil des Zweimassenschwungrads ist die Dämpfung der Torsions-schwingung über den gesamten Drehzahlbereich und der damit einhergehende Fahrkomfort (reduziertes Geräuschverhalten, Schaltkomfort etc.). Nachteile sind neben den Kosten auch das verschlechterte Ansprechverhalten des Motors auf-grund 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 Fähig-keit, 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 Über-höhungen übertragen. Das zu übertragende Kupplungsdrehmoment TK ist abhän-gig von der Anpresskraft der Druckplatte, dem Reibungskoeffizienten des Reib-belags, dem mittleren Reibradius und der Anzahl der Reibflächen:

zµrFT maxK = . (10.4)

Fax Anpresskraft der Druckplatte [N] rm mittlerer Reibradius [m], s. auch Gl. (10.7) µ Auslegungswert für den Reibungskoeffizienten z Anzahl der Reibflächen: Einscheibenkupplung: z = 2 Zweischeibenkupplung: z = 4

Die Reibungskoeffizienten für Haftreibung (voll eingekuppelter Kupplungszu-stand) und für Gleitreibung (während des Schlupfs) sind nahezu identisch und lie-gen 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 Anpress-kraftabfalls durch Setzen der Membranfeder, Rückholfederkraft, Fliehkraft der Membranfederzungen, Reibung und Vorlast im Betätigungssystem wird ein Sicherheitsfaktor S eingeführt.


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 Kupplungsdreh-moments zum max. Motordrehmoment und liegt zwischen 1,2 ≤ S ≤ 1,4:

maxM,

K

TTS = . (10.5)

In Abb. 10.11 sind die Bandbreiten praktischer Auslegungen für Pkw- und Nkw in Abhängigkeit des Kupplungsscheibendurchmessers dargestellt. Die genaue Be-rechnung der schaltbaren fremdbetätigten Reibkupplung erfolgt nach VDI-Richt-linie 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 Bedie-nung 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.


Tabelle 10.2. Maximal zulässige reibflächenbezogene Schaltarbeit bei Verwendung von organischen Kupplungsbelägen [10.33]

Fahrzeugart 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

3/ Belastungsgrenzen

Bei einer mechanisch ausreichend dimensionierten und verschleißgerecht gestalte-ten 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 reibflächenbezo-gene Schaltarbeit.

Die zulässige Temperatur der Druckplatte ist durch die aus dem Setzverlust der Membranfeder entstehende Verringerung der Anpresskraft begrenzt, sie ist aller-dings in der Regel höher als die maximal zulässige Temperatur der Kupplungs-scheibe. 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 metalli-schen 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 kom-men 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 Motordreh-moment von 800 Nm zu sehen. Durch Vervielfachung der Anzahl von Reib-flächen 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 Kupplungs-scheiben sowie den jeweils 6 Torsionsfedern dargestellt. Ein großer Vorteil dieser Kupplung ist das verbesserte Wärmeaufnahmevermögen durch die Zwischen-platte. 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 Kraft-rädern schon seit Jahrzehnten bewähren. Dort sind Kupplung und Radsatz in ei-nem gemeinsamen Gehäuse mit Tauch- und Spritzschmierung verbaut. Von diesen Kraftradkupplungen soll nachfolgend nicht die Rede sein.

Nasslaufende Anfahrkupplungen sind in der Regel in Lamellenbauweise ausge-führt, die vom Getriebeöl in einem öldichten Gehäuse durchströmt werden. Es gel-ten 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.:


• 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 nass-laufende Kupplung – sind eine Vielzahl von Parametern wichtig wie Belag-pressung, spezifische Reibleistung, Reibbelagsorte, Belagdicke, Belagnutung, Öl-sorte 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 Schlepp-momente auf. Das Schleppmoment hängt neben den inneren Gestaltungsmerk-malen 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 Lamellen-ausführung lässt sich mit der Axialkraft Fax, dem Reibwert µ und der Anzahl der Reibflächen z berechnen zu

zµrFT maxK = (10.6)

)()(

32mit 2

i2

a

3i

3a

m rrrrr

−−

= (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 dreh-schwingungskritischen niedrigen Drehzahlbereiche mit leichtem, geregeltem Schlupf durchfahren werden.

10.3 Doppelkupplungen 393

Abb. 10.13. Nasslaufende Anfahrkupplung mit vari-ablem Drehschwingungs-dämpfer (BorgWarner).

1 Außenlamellen; 2 Innenlamellen; 3 Außenlamellenträger; 4 Innenlamellenträger; 5 Torsionsdämpfer; 6 Kolben; 7 Öldichtes Gehäuse

Mit der nasslaufenden Anfahrkupplung ist ein Kriechen oder ein Halten des Fahr-zeuges am Berg möglich. Die entstehenden Verlustleistungen können hierbei, ver-gleichbar einem hydrodynamischen Drehmomentwandler, über das Kühlöl abge-führt 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 Gang-stufen erfolgt unter voller Last – zugkraftunterbrechungsfrei – durch gesteuerte Drehmomentübergabe von der ersten Teilgetriebe-Kupplung zu der zweiten Kupp-lung des zweiten Teilgetriebes. Bei Doppelkupplungen unterscheidet man bezüg-lich ihrer Gestaltung

• trockenlaufende Doppelkupplungen und • nasslaufende Doppelkupplungen.


Diese Kupplungen können in Einscheiben- oder Mehrscheiben-(Lamellen-)Bau-weise 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 Kompaktklasse-Fahrzeugen zum Einsatz, während nasse, öldurchströmte Lamellen-Doppelkupp-lungen für Fahrzeuge mit höheren Drehmomenten eingesetzt werden.

Die Doppelkupplungen können mechanisch (elektro-mechanisch bzw. elektro-hydraulisch) 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“ übli-cherweise bevorzugt. Bei Doppelkupplungen, die ohne Betätigungsenergie schlie-ßen, müsste im Fehlerfall sehr aufwendig ein Blockieren des Getriebes aufgrund einer gegenseitigen Verspannung der beiden Teilgetriebe des Doppelkupplungsge-triebes (vgl. Abschn. 6.6.3) verhindert werden.

1/ Trockenlaufende Doppelkupplungen

Trockenlaufende Doppelkupplungen werden in der Regel für geringere Motor-drehmomente bis ca. 250 Nm in Einscheibenbauweise eingesetzt. Das Dreh-moment wird über die Druckplatte und die Kupplungsscheibe zu der entsprechen-den 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 Kupp-lungsträger. 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 Doppelkupp-lung, 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 (konzen-trisch); 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 konzentri-schen Anordnung a) in Abb. 10.14 wird wegen ihrer höheren thermischen Leis-tungsfähigkeit 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 kompen-siert, um Drehzahleinflüsse bei der Regelung zu minimieren, s. Abschn. 9.3.5 „Konstruktive Ausführung“. Diese Kompensationszylinderräume sind der Ein-fachheit halber in Abb. 10.14 nicht dargestellt.

Um die Drehschwingungen zu reduzieren, ist üblicherweise ein Torsionsdämp-fer 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 Doppelkupplungs-getriebes DSG von Volkswagen in konzentrischer Bauweise in Lamellenaus-führung 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 Schalt-element für die geraden Schaltvorgänge in den Gangstufen 2, 4 und 6.


Abb. 10.15. Nasslaufende Doppelkupplung des Doppelkupplungsgetriebes DSG® von VW (BorgWarner). 1 Innenlamellenträger der äußeren Kupplung K1; 2 Außen- lamellenträger 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 Ansteu-erdruck von 10 bar über einen Zwei-Massen-Feder-Dämpfer und eine Steckver-zahnung 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 Außenlamellenträ-ger 2 der Kupplung K1 und weiter in die Hauptnabe 8 sowie den Außenlamellen-träger 4 der Kupplung K2.

Die Hauptnabe 8 der Kupplung wird über zwei Nadellager auf der äußeren Ge-triebeeingangswelle reibungsarm gelagert. Das Drehmoment fließt von den motor-seitig 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 arbei-ten gegen reibungsoptimierte Rückstellfedern. Das Drucköl zur Kupplungsbetäti-gung wird aus Ringkanälen über eine Drehdurchführungshülse mit axial verlau-fenden Kanälen den Kolbenräumen zugeführt. Durch axial in der Hauptnabe verlaufende Kanäle wird die Doppelkupplung intensiv mit einem stufenlos ein-stellbaren Ölstrom versorgt. Ein im Kupplungsraum angeordneter Sensor über-wacht 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 Motorbetriebs-drehzahl und der stillstehenden Getriebeeingangswelle geschlossen werden. Der hydrodynamische Drehmomentwandler ist das Standard-Anfahrelement bei kon-ventionellen 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 „reduzier-te“ Wandler und gehorchen der gleichen Theorie.

Im Gegensatz zu hydrostatischen Getrieben, die auf dem Prinzip der Verdrän-gung und Druckfortpflanzung beruhen, nutzen hydrodynamische Getriebe die Massenträgheit eines Fluidstroms. Die einzelnen Bestandteile eines solchen Ge-triebes 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 mechani-sche Energie wird in der Pumpe in hydraulische Energie des Fluids und anschlie-ßend 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 Reibungsver-lusten in den Rohrleitungen sowie durch Austrittsverluste recht gering.

Die entscheidende Idee kam vom Ingenieur Hermann Föttinger, der Strö-mungsverluste 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 Arbeits- und Kraftmaschine [10.28, 10.32]


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 form- schlüssig 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 last-schaltbar 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 Ge-häuse 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 Flu-id). Betrachtet man einen Stromfaden, so durchläuft er nacheinander Pumpe, Tur-bine und das feststehende Leitrad. Dabei folgt er, vorausgesetzt die Schaufeln ste-hen 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 Leitradab-

stützung am Gehäuse; 5 Gehäuse, feststehend; 6 Pumpenradhohlwelle für

Antrieb Getriebeölpumpe; 7 Wandlerdeckel, verbun-

den mit dem Pumpenrad; 8 Leitradfreilauf; 9 Turbinenwelle (Getriebe-

eingang); b Strömungsverlauf


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

0LTP =++ TTT . (10.8)

Die Einzelmomente lassen sich nach der Eulerschen Turbinengleichung bestim-men

)( ucrρQT ∆= . (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

eu,eau,au )( crcrcr −=∆ . (10.10)

Da es sich um ein geschlossenes System handelt, bei dem der Fluidstrom nachein-ander 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

0VTP =++= ∑∑ PPPP . (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


νµωTωT

PPη ===

PP

TT

P

TW , (10.12)

mit dem Momentenverhältnis nach Gl. (4.3) µ = TT / TP und dem Drehzahlverhält-nis 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

MDDm = . (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

MMM uu

ww

cc

== . (10.14)

Mit der Umfangsgeschwindigkeit u = ω D/2 wird der Geschwindigkeitsmaßstab mv zu

MMMMv ω

ωmDωDω

uum === . (10.15)

Für den Maßstab mDrall des Dralls ergibt sich mit Gl. (10.15)

M

2

Mu

uDrall )(

)(ωωm

crcrm =

∆∆

= . (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

3MM

32

vM

Q DωDωmm

QQm === . (10.17)

Für die Leistung gilt mit Gleichung (10.9)

ωcrρQωTP )( u∆== . (10.18)


Durch Einsetzen von (10.15), (10.16) und (10.17) in (10.18) folgt

535M

3MM

53

M~einfachoder DωρP

DωρDωρ

PP

= . (10.19)

Für das Drehmoment folgt mit T = P / ω

525M

2MM

52

M~ndentsprecheund DωρT

DωρDωρ

TT

= . (10.20)

Mit dem Proportionalitätsfaktor λ ergibt sich das Ähnlichkeitsgesetz 52

PP DωρλT = . (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 Pum-penrad, das feststehende Leitrad als Reaktionsglied entfällt. Da so kein Reakti-onsmoment 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)

νωω

ωωωS −=−=

−= 11

P

T

P

TP . (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

)1()()( ReibT

T

PReibT

TT

PP

TT STT

TωTT

ωTωTωTη −

+=

+== . (10.23)


Abb. 10.19. Kupplungskennlinien am Beispiel einer Nkw-Kupplung. a Dimensions-behaftet; 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 erleich-tert.

Der Verlauf der Leistungsziffer λ als Funktion des Schlupfs S = 1 – ν lässt sich durch die konstruktive Gestaltung der Schaufelgeometrie und des Strömungskreis-laufs 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 über-tragene 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


10.4.3 Hydrodynamische Wandler und ihre Kennlinien

Der Wandler kann durch das feststehende Leitrad ein Reaktionsmoment aufneh-men 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 Turbinen-moment in erster Näherung vom Anfahrmoment mit der Anfahrwandlung µA line-ar 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: A Anfahrpunkt (Festbremspunkt), die Turbine steht still, die Anfahr-

wandlung beträgt, M Optimalpunkt (Konstruktionspunkt) mit maximalem Wirkungsgrad, K Kupplungspunkt, TP = TT, TL = 0, D Durchgangspunkt, die Turbine ist unbelastet, TT = 0. 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 Anord-nung, das Leitrad liegt vor der Pumpe und die Turbine ist einteilig ausgeführt, bleibt λ annähernd konstant, der Motor wird also unabhängig von der Abtriebs-drehzahl 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 Turbi-nendrehzahl durch ein größeres Moment gedrückt wird, da der Motor so zur Dreh-zahlwandlung mit beiträgt. Außerdem gibt diese Drehzahldrückung dem Fahrer mehr Gefühl für den Beschleunigungsvorgang, da mit steigender Fahrgeschwin-digkeit (Turbinendrehzahl) auch die Pumpen- bzw. Motordrehzahl steigt, s. dazu auch Abb. 10.23.

Abb. 10.21. Beeinflussung der Wandlerkennlinien. a Einstufig; b dreistufig mit Drehzahl-drückung; c dreistufig ohne Drehzahldrückung; d Auswirkung der Drehzahldrückung [10.32]


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 inte-ressant. 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.


Abb. 10.23. Drei Wandler mit unterschiedlicher λ-Charakteristik. Wandler 1, 2 mit konstanter Leistungsziffer λ = konst. ⇒ Betriebslinie; Wandler 3 mit Drehzahl- drückung λ ≠ konst. ⇒ Betriebsfeld. a Motorkennfeld; b maximale Leistungsauf- nahme; c Wirkungsgrad

In Abb. 10.23 sind drei verschiedene einphasige Drehmomentwandler eingezeich-net. Der Durchmesser des Wandlers 1 ist so ausgelegt, dass sich seine Betriebs-linie im Punkt der Nennleistung mit der Volllastkennlinie des Motors schneidet. Beim Wandler 2 wurde der Durchmesser so gewählt, dass stets das maximale Mo-tormoment zur Verfügung steht. Diese beiden Wandler seien geometrisch ähnlich.

215 2maxT,

max25 2

N

N1 ,, DD

ωρλTD

ωρλTD <== . (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 Ein-fluss. Während das Wirkungsgradmaximum des ersten Wandlers bei einem Dreh-zahlverhältnis von ca. ν = 0,75 liegt, verschiebt es sich beim Wandler 2 in Rich-tung 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.


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 aufge-nommene 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 dar-gestellt. 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 vor-kommt, ist sein Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch ohnehin von untergeordneter Bedeutung.

In Abb. 10.25a sind die drei Trilok-Wandler im Turbinenkennfeld eingezeich-net. 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 ein-gezeichnet sind die Linien konstanten normierten spezifischen Kraftstoffver-brauchs.

Abb. 10.25. Die drei Trilok-Wandler nach Abb. 10.24. a Im Turbinenkennfeld; b Trilok-Wandler 3 im Verbrauchskennfeld


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 Aus-führungen 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 Pumpenmo-ments des Standardwandlers aufnimmt. Das Betriebsfeld zwischen ν = 0 und ν = 0,96 liegt flacher im Primärkennfeld.

Ein „harter“ Wandler entsteht beispielsweise durch Vergrößerung des Durch-messers 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 Pumpenpa-rabeln TP(ν) für ν = 0 und ν = 0,96 eingezeichnet sind. Die Motorbetriebspunkte werden also beim harten Wandler zu niedrigeren, beim weichen Wandler zu höhe-ren Motordrehzahlen hin verschoben.

Eine Simulationsrechnung [10.12] für die drei Wandler in einem Mittelklasse-Pkw mit konventionellem Automatgetriebe ohne Wandlerüberbrückung für ver-schiedene 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 schnei-den. Dem Fahrzeug steht somit auch eine höhere Antriebsleistung zur Verfügung. Dies wirkt sich in den Beschleunigungswerten aus. Schneiden dagegen die Wand-lerparabeln 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.


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 Trieb-strangs mit hydrodynamischer Kupplung oder Wandler basiert auf dem Wandler-versuchsdiagramm, 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 Pumpen-moment TP und die Drehmomentwandlung µ in Tabelle 10.3 aufgeführt.

Um die Berechnung zu erleichtern, wird statt der Leistungsziffer λ(ν) der Fak-tor k(ν) verwendet, der die Dichte des Öls und den Wandlerdurchmesser schon be-inhaltet. Mit

2PV

PV)(nTνk = (10.25)

ergeben sich die Pumpenparabeln (Wandlerparabeln) im Primärkennfeld zu 2PP )( nνkT = (10.26)

Die nach Gl. (10.25) errechneten Werte für den Faktor k(ν) zeigen, dass im Bei-spiel 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.


Tabelle 10.3. Daten der Pumpenseite aus dem Wandlerversuchsdiagramm und Umrechnung für Volllast auf die Turbinenseite

Messreihe Nr. 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

Versuchsdaten Pumpenseite

TPV [Nm] 672 690 669 585 427 301 185

Wandlerparabeln berechnen

k(ν) [10-6 Nm min2] 262,5 269,5 261,3 228,5 166,8 117,6 72,3

TP [Nm] 710 715 710 705 680 625 550 Schnitt Wandler-

parabeln – Voll-lastlinie nP

[1/min] 1640 1630 1650 1770 2020 2300 2760

TT = µ TP [Nm] 1938 1780 1235 952 696 623 548

Umrechnung auf Turbinenseite 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 zu-gehörigen 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)


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 vorhergehen-den Beispiel aufbauend die grobe Auslegung eines Drehmomentwandlers verdeut-licht.


Die Anforderungen, die an hydrodynamische Drehmomentwandler gestellt wer-den, führen zu Zielkonflikten, Tabelle 10.4.

Abbildung 10.30 zeigt die ausgeführte Konstruktion eines Trilok-Pkw-Wandlers in Blechbauweise mit einem Profildurchmesser von D = 280 mm und benennt die wesentlichen Komponenten. Der Wandler ist mit einer Über-brückungskupplung ausgerüstet, die zwei Reibflächen aufweist. Auf Details zu Überbrückungskupplungen wird in Abschn. 10.4.7 „Konstruktionsprinzipien zur Wirkungsgradverbesserung“ eingegangen.


Tabelle 10.4. Anforderungen an hydrodynamische Drehmomentwandler [10.35]

Optimierung Fahrleistung Verbrauch Komfort

Forderung

• Zugkraft erhöhen • Trägheitsmoment

reduzieren • Kein Schlupf bei

vmax

• Schlupffreier Be-trieb

• Hoher Wirkungs-grad bei hydrauli-schem Betrieb

• Optimale Schwin-gungsdämpfung

• Reduzierte Motor-drehzahlen

Lösungs-ansatz

• Weiche Wandler-kennung

• Hohe Anfahrüber-setzung

• WK geschlossen bei vmax

• Harte Wandlerken-nung

• Hoher Fahranteil mit geschlossener WK

• Harte Wandlerken-nung

• Hoher Fahranteil mit offener WK

Der Trilok-Wandler weist gerade Pumpenschaufeln und gebogene Turbinenschau-feln auf. Zur Unterdrückung von Resonanzerscheinungen sind die Schaufelzahlen der einzelnen Räder oft unterschiedlich. Das Leitrad ist gegossen. Die Blech-konstruktion erlaubt eine kostengünstige Bauweise bei geringen Massenträgheits-momenten. Sie erfordert hinsichtlich der gelöteten Schaufeln und geschweißten Schalen ein hohes Maß an Produktions-Know-How. Bei Getrieben für Sonder- und Schwerfahrzeuge sind auch Wandler mit gegossenen Pumpen- und Turbinen-rädern zu finden.

Abb. 10.30. Komponenten eines Trilok-Pkw-Wandlers in Blechbauweise (ZF Sachs)


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 zusätz-lich der durch Zentrifugalkräfte erzeugte Druck eine Rolle, der den Druck in Pkw-Wandlern 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 Konstruk-tion 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 Radial-wellendichtung.

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 Innen-druck 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 besse-ren Wärmeabfuhr mit Kühlblechen versehen werden, die zusätzlich eine Verstei-fung 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 Wandlerhalte-bügel erforderlich.

Bei dem in Abb. 10.32 dargestellten Nkw-Wandler mit einem Profildurch-messer 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 Motorbremsmo-ments ermöglicht. Mit dem Schubfreilauf ist die Pumpen- und damit die Motor-drehzahl im Schubbetrieb gleich der Turbinendrehzahl.


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 Schau-feln.

Beim Fügen werden die Lappen umgebogen und die Einzelteile mit einem Elektronenstrahl öldicht verschweißt. Deckel und Leitrad werden aus Leichtme-tall-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 Ne-benabtrieben (Abb. 6.78) sowie der Ölpumpe.

Während der in Abb. 10.30 gezeigte Wandler ein so genannter 2-Leitungs-Wandler 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 2- und 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 Einbau-situation sowie Forderungen nach geringem Trägheitsmoment und damit Fahr-dynamik ist Rechnung zu tragen. Die Frage, ob Zusatzfunktionen integriert wer-den 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 ge-öffnet und die Wandlerüberhöhung genutzt wird. Die gezielte Anpassung der Drehmomentaufnahme des Wandlers an die dynamische Motorcharakteristik mo-derner Otto- und Dieselmotoren führt zu einer guten Anbindung des Motors an den Triebstrang [10.16, 10.22].


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 Dreh-momentwandler 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 über-brücken.

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 Kraft-stoffverbrauchs, 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 Schwin-gungsentkoppelung zu ergreifen.


Abb. 10.34. Betriebsbereiche einer geregelten Wandler-überbrückungskupplung

Die Forderung, ein Öffnen und Schließen der GWK eines Pkw auch bei höheren Differenzdrehzahlen (mit bis zu 4 kW Reibleistung während des Einregelvor-gangs) zu ermöglichen, bedingt eine hohe Leistungsfähigkeit der WK. Siehe dazu auch Abschn. 9.3 „Auslegung und Gestaltung von Lamellenkupplungen“. Ein An-satz zur Steigerung der Leistungsfähigkeit der geregelten Wandlerüberbrückungs-kupplung (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 Ge-genlauffläche sowie gegebenenfalls ergänzend Kolbendüsen, die den Umgebungs-bereich 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-Leitungs-Wandler. WK mit eigenem Drucköl ver-sorgte Lamellenkupplung [10.34]


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 Be-aufschlagung 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 um-gekehrt. 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 Zu-führdruck 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-Automat-getriebe 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 wer-den 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


1.3/ Schwingungsentkopplung

Eine wesentliche Kundenerwartung an ein Automatgetriebe mit Drehmoment-wandler ist der Komfort. Wie in Tabelle 10.4 aufgeführt, gehört dazu auch die Schwingungsentkoppelung. Der hydrodynamische Kreislauf entkoppelt die Mo-torungleichförmigkeit 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 ge-ringeres 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 Eigen-frequenz 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 Träg-heitsmassen erreicht werden, Abb. 10.37. Wobei beides seine Grenzen hat. Geringe Federraten führen zu hohen Verdrehwinkeln und damit zu hoher Last-wechselempfindlichkeit. 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 mehrstu-figen Torsionsschwingungsdämpfern. Die Federsätze entkoppeln die primäre und sekundäre Seite des Wandlers, vergleichbar einem Zweimassenschwungrad.

Abb. 10.37. Mechanischer Torsionsdämpfer im Drehmomentwandler


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 unter-schiedlichen mechanischen Dämpferkonzepten. Die zugehörigen Anregungs-verhalten 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]


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 vor-genannten 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 ver-wendet werden. Es wird zwischen äußerer und innerer Leistungsverzweigung unterschieden, Abb. 10.40. Die Leistungsverzweigung zur Anhebung des Wand-lerwirkungsgrades 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 Leis-tungsverzweigung 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 Dreh-zahlverhältnis.

Abb. 10.40. a Äußere Leistungsverzweigung; b Beispiel äußere Leistungsverzweigung; c innere Leistungsverzweigung: d Beispiel innere Leistungsverzweigung


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 Wand-lereingangsleistung 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 dimensio-niert werden. Sammelgetriebe werden deshalb vorwiegend für obere Gänge ver-wendet, 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 Verteiler-getriebe liegt also vom Anfahrpunkt bis etwa zum Nulldurchgang der Wandler-eingangsleistung, beim Sammelgetriebe vom Nulldurchgang zu höheren Dreh-zahlverhältnissen hin.

Das Schema der ersten zwei Gänge eines Lkw- und Busgetriebes mit Leis-tungsteilung 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 Diffe-rentials. Der hydraulische und der mechanische Zweig werden abtriebsseitig dreh-zahlgleich wieder zusammengeführt.

Beim Anfahren steht das Hohlrad still, die gesamte Antriebsleistung wird über den Wandler übertragen. Mit steigender Fahrgeschwindigkeit steigt mit dem Dreh-zahlverhältnis 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 ab-gekoppelt.


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 Hohl-rad. Der eingesetzte Trilok-Wandler arbeitet dabei weitgehend im Kupplungs-bereich, sein Schlupf hat aufgrund der Leistungsteilung nur einen geringen Ein-fluss 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 ausge-führt 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 Konstruk-tion 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.


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 Gegen-rotation; 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, Schmie-rung, 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 Stütz-lagerung. 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 Axial-spiel. 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 Anforde-rungen an die Wälzlager. Lager sind Zukaufteile, für die Lagerauswahl und La-gerberechnung ist daher eine enge Zusammenarbeit mit den Lagerherstellern not-wendig. 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, Rollen-hülsen/-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 Sonder-lagern mit nicht genormten Abmessungen üblich. In Tabelle 11.1 sind verschie-dene Lagerarten, ihre Vor- und Nachteile und ihre Anwendungsfälle im Kraftfahr-zeug dargestellt.

11.1 Lager 425

Tabelle 11.1. Vor- und Nachteile einiger Wälzlager


Die Los- bzw. Schalträder sind üblicherweise mit ein- und zweireihigen Nadel-kränzen 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 bedeu-tet, 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 Ermü-dungsrechnung nach DIN ISO 281. Als Ausfallursache wird Grübchen-(Pitting-) Bildung zugrunde gelegt. Die üblich verwendete Lebensdauerformel für Wälz-lager lautet [11.10]:

p

PCLL ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛==10 [106 Umdrehungen]. (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 Zeitfestig-keitbereichs der Wöhlerlinie, Gl. (7.21). Die Zusammenhänge sind vereinfacht in Abb. 11.2 nochmals dargestellt. Im Hinblick auf die üblicherweise im Wöhler-diagramm aufgetragene Beanspruchung σi und der Lagerbelastung P gilt der Zusammenhang

Pσ ~i .

Die dynamische Äquivalentlast P bei kombinierter Belastung berechnet sich zu

ar FYFXP += . (11.2)

11.1 Lager 427

Abb. 11.2. Nominelle Lebensdauer L10 verschie-dener Lagertypen, 10 % Ausfallwahrscheinlichkeit. a Rillenkugellager; b Zylinderrollenlager; c Kegelrollenlager

Fr Konstante Radialbelastung des Lagers in N, X Radialfaktor, Fa Konstante Axialbelastung des Lagers in N, Y Axialfaktor. Die Besonderheiten der Berechnung von Los- und Festlagern sowie die einzelnen Berechnungsfaktoren für die verschiedenen Lagerarten sind dem jeweiligen Wälz-lagerkatalog zu entnehmen.

In einem Kraftfahrzeug ist ein Wälzlager zeitlich veränderlichen Belastungen und Drehzahlen ausgesetzt (Lastkollektive). Die Berechnung der Gesamtlebens-dauer erfolgt mit Hilfe der äquivalenten Belastung und der äquivalenten Drehzahl. Die äquivalente Drehzahl berechnet sich mit den Anteilen q i der Wirkungsdauer in % zu

%100332211 nn nqnqnqnqn ++++

=K (11.3)

und die äquivalente Belastung zu

p

nn

pnnn

ppp

nqnqnqnqPnqPnqPnqPnq

P++++

++++=

K

K

332211

333222111 . (11.4)

Die Gesamtlebensdauer erhält man dann aus äquivalenter Belastung und äquiva-lenter Drehzahl zu

p

PC

nL ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=

16666 . (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 Schwan-kungen in den Belastungen auftreten oder andere Einflüsse wie ungenügende


Schmierung, Einbau- und Montagefehler oder Verschmutzung das Lager beein-trächtigen. 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 Berücksich-tigung 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 er-folgen. Dadurch wird es möglich, kleinere Wälzlager einzusetzen und damit Ener-gie- und Gewichtseinsparungen zu erzielen [11.37].

Je nach Getriebeausführung wird üblicherweise ein spezielles Öl verwendet. Bei Handschaltgetrieben finden Mineralöle mit Verschleiß- und Hochdruckzusät-zen Anwendung. Für Automatgetriebe werden spezielle ATF-Öle (Automatic Transmission Fluid) verwendet. Schalt- und Hinterachsgetriebe mit Hypoidver-zahnung benötigen ein Hypoidöl. Bei modernen Fahrzeuggetrieben wird eine Le-bensdauerschmierung 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 Verun-reinigungen 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 Über-rollvorgang 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 Wärmebehandlungs-verfahren 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 Anzustrebende L10-Lebensdauer [h]

Motorrad 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 = An-zahl 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 Zylin-derrollenlagers lässt sich nach folgender Gleichung [11.23] bestimmen:

1,2MBmax

6,05,1MBSzula, 075,0 dkFndkkF =≤= − . (11.6)

Fa,zul Zulässige Axialbelastung in N, Fa,max axiale Grenzbelastung in N, k S vom Schmierungsverfahren abhängiger Beiwert entsprechend

Wälzlagerkatalog (k S = 7,5 ... 15), k B von Lagerbaureihe abhängiger Beiwert entsprechend Wälzlager-

katalog (k B = 4,5 ... 30), d M 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 Axial-belastung verwendet werden, ist eine enge Zusammenarbeit mit einem Wälzlager-hersteller notwendig.


11.1.3 Gestaltung von Wälzlagerungen

Zur Gestaltung von Lagerungen siehe die Konstruktionsbeispiele in Kapitel 12.

Schaltgetriebe

In Schaltgetrieben sind hauptsächlich Rillenkugellager, Rollenhülsen bzw. Rol-lenbüchsen, 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 Zylinderrollen-lagern 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. Gehäu-sebohrungen 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 Zahn-radgestaltung, beispielsweise aufgrund des Kupplungskörpers für die Synchroni-sierung, ergibt sich häufig eine außermittige Krafteinleitung in das Zahnrad. Durch die damit hervorgerufene Kippbewegung werden die Nadelkränze der Los-räder 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 Zahnrad-breiten 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 Lagerun-gen mit Kegelrollenlagern, die in Leichtmetallgehäusen eingebaut sind, aufgrund der unterschiedlichen Wärmedehnungen von Welle und Gehäuse große Schwan-kungen 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 Kegelrollen-lager; 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 kon-struktiven Gestaltungsrichtlinien ebenfalls zutreffen.

Bei längs eingebautem Motor und Kegelradachsantrieb sind für die Ritzelwelle zwei Lageranordnungen möglich. Einmal wird das Ritzel fliegend und zum ande-ren 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 ange-stellte 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.


11.1.4 Gleitlager – Lagerbuchsen und Anlaufscheiben

Überall dort, wo relativ zueinander drehende Wellen in Getrieben laufen, sind we-gen 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 Systema-tik, 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 Hin-weise 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 Getriebe-konstrukteur durch Berechnungsprogramme zur Auslegung.

Die Lager werden vom Getriebekonstrukteur hinsichtlich Außen- und Innen-durchmesser, Lagerbreite, Lagerspiel, Drehzahlbereich, Zapfenmaterial, Gehäuse-material, 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 Mangelschmie-rung Notlaufeigenschaften aufweisen. Ein kritischer Einsatzfall ist dabei das Ab-schleppen, 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 Hinter-grund der Umweltbelastung und des Recycling problematisch. Die Entwicklung geht hin zu bleifreien Gleitlagerwerkstoffen.

In Fahrzeuggetrieben werden vorzugsweise gerollte Lagerbuchsen aus be-schichteten Blechen eingesetzt. Abbildung 11.5 zeigt den Aufbau einer Lager-buchse. Lagerbuchsen werden aus Bandmaterial hergestellt. Das Lagermetall wird auf das Trägerblech aufgesintert, aufgegossen oder aufgewalzt. Nach dem Ab-längen 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 Außen-durchmesser noch geschliffen werden muss, wird die Stoßfuge verklinkt ausge-führt. 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]


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 ein-gepresste 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 beispiels-weise durch Verstemmen oder Verrollen geschehen. Beim Verrollen wird ein Teil des Mantels der Buchse in einem zusätzlichen Arbeitsgang in eine Nut der Auf-nahmebohrung 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 er-forderlichen 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 ein-facher zu gewährleisten. Der Transport von Verunreinigungen im Getriebe zu ent-sprechenden 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 Teller-radwelle durch das Spritzöl gut geschmiert werden, müssen bei der Ritzelwelle oft Zu- und Abführkanäle für das Öl vorgesehen werden.


11.2.2 Grundlagen der Schmierung von Zahnradgetrieben

Beim Zahneingriff überlagern sich zwei Bewegungsarten: Roll- und Gleitbewe-gung. 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 Wälz-punkt 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 Reibungsberei-che 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 Umfangs-geschwindigkeit. A Anfangspunkt des Eingriffs; B Innerer Einzeleingriffspunkt; C Wälzpunkt; D Äußerer Einzeleingriffspunkt; E Endpunkt des Eingriffs


Der Schmierstoff wirkt bei der Reibungs- und Verschleißminderung an den Zahn-flanken 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 Zahn-eingriff 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 Elastizi-tät 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-)Addi-tive 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.


Abb. 11.8. Ausbildung des Schmierspalts bei elasto-hydrodynamischer Schmie-rung [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 Ansprech-temperatur 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, Oberflä-chenreaktionsschicht – Schutz der darunter liegenden Metallschicht


Die Zusammensetzung der Reaktionsschichten hängt sehr stark von den mechani-schen Bedingungen, den Werkstoffen, der Temperatur, der Schmierstoffgrund-flüssigkeit 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 entschei-dend vom Additiv abhängig [11.4].

11.2.3 Wahl des Schmierstoffs

Bei normalem Betrieb beträgt die Öltemperatur im Ölsumpf von Pkw- und Nkw-Getrieben ca. 60 bis 90 °C. Bei extremen Einsätzen wie beispielsweise Bergfahr-ten 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 zusam-mengesetzt. Sie bestehen aus einem Grundöl und entsprechenden Additiven. Als Grundöle zur Herstellung von Getriebeölen werden hauptsächlich Mineralöle ein-gesetzt. Die einzelnen Mineralöle unterscheiden sich in ihrem Viskositätsindex VI [11.12]. Der Viskositätsindex beschreibt das Kälte-/Wärmeverhalten des Grund-öls, 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 Synthese-öle Anwendung.

Die Eigenschaften der Getriebeöle werden weitgehend durch die Additive und so genannten Packages beeinflusst. Als „Package“ wird ein aus mehreren Additi-ven zusammengesetzter Getriebeölbestandteil bezeichnet, dessen Anteil am Ge-samtvolumen ca. 2 bis 10 % beträgt. Die gebräuchlichsten Additive für Getriebe-schmieröle sind nach [11.31]:

• EP-(Extreme Pressure-)Additive zur Verbesserung der Hochdruckeigen-schaften,

• 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 Schmier-stoffe mit unterschiedlichen Eigenschaften hergestellt werden. Die einzelnen Additive sollten sich in ihrer Wirkung positiv ergänzen.


11.2.4 Wahl der Schmierstoffeigenschaften

1/ Viskosität

Die wohl wichtigste Eigenschaft der Getriebeöle ist ihre Fließfähigkeit – die Vis-kosität. Die Viskosität oder Zähigkeit beschreibt die innere Reibung der Flüssig-keit. 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

ρην = . (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 Viskositätsklassifi-kation (Basis: VI=100) [11.16]


Der Aufbau eines flüssigen Tragfilms ist nach den Erkenntnissen der EHD-Theorie 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 Umfangs-geschwindigkeit, der wirksamen Temperatur und der Viskosität des Schmierstoffs die Schmierfilmdicke ermitteln [11.44]. Diese Filmdicke ist als ausreichend anzu-sehen, wenn sie größer als die mittlere Rautiefe der Zahnflankenoberfläche ist. Bei vorliegenden Betriebsbedingungen kann umgekehrt für eine gegebene Verzah-nung 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 ver-ringern 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 Kältefließ-vermögen, das Luftabscheideverhalten und das Kühlvermögen. Die Leerlauf-verluste verringern sich.

Die Wahl der Viskosität ist stets ein Kompromiss. Sie wird vielfach auch durch andere, sich im Schmierkreislauf befindlichen Bauelemente (z.B. hydrodynami-scher 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-Tempera-turverläufe verschiedener Getrie-beöle [11.23]: a mineralisches Getriebeöl; b Getriebeöl auf Poly-α-Oleofin- Basis; c Getriebeöl auf Polyglykol-Basis


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

12 loglog21

TTWWm

−−

= . (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 Tempera-turabhängigkeit des Schmieröls. Als Kennwert für das Viskositäts-/Temperatur-verhalten 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

pαηη e0p = . (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 Temperatu-ren. Der Stockpunkt muss mindestens 5 K unter der niedrigsten Betriebstempera-tur liegen.

Der Flammpunkt ist nur bei wenigen, kritischen Hochtemperaturanwendungs-fällen zu beachten, die für den Kraftfahrzeugbau nicht zutreffen.

5/ Schaumneigung und Luftabscheidevermögen

Bei der Schaumbildung ist zu unterscheiden in Oberflächenschaum und Bläschen-schaum. Der Oberflächenschaum lässt sich durch konstruktive Maßnahmen (Leit-


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 Zer-setzungsprodukte neutralisieren.

9/ Dichtungsverträglichkeit

Unter der Einwirkung von Getriebeölen dürfen sich Dichtungen hinsichtlich ihrer Materialeigenschaften nicht verändern. Sie dürfen beispielsweise nicht schrump-fen, quellen oder verspröden. Des Weiteren sollten sie auch keine Materialkom-ponenten 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


bestimmten Einlaufzeit ist aber wahrscheinlich nicht zu vermeiden. Bei Pkw-Handschaltgetrieben 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 Anforderun-gen, die an Schmierstoffe zur Lebensdauerschmierung gestellt werden, erfüllen synthetische Öle bei sinnvoller Grundöl- und Additive-Auswahl heute schon weit-gehend.

11.2.6 Prüfung der Fresstragfähigkeit von Getriebeschmierstoffen

Für die experimentelle Untersuchung der Fresstragfähigkeit werden im Wesentli-chen 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 Prüf-standsuntersuchungen notwendig. Mit den steigenden Anforderungen an Schmier-stoffe 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 Berech-nungsmethode, die Fresstragfähigkeit von Praxisgetrieben aus Zahnradprüfstands-untersuchungen zu ermitteln [11.39]. Untersuchungen haben gezeigt, dass die Integral-Temperatur auch ohne Verwendung eines Zahnradprüfstands aus Prüf-ergebnissen des Vier-Kugel-Apparats bestimmbar ist.

Die Bewertung der Fresstragfähigkeit von Getrieben erfolgt auf der Grundlage einer mittleren, gewichteten Kontakttemperatur (Integral-Temperatur). Das Krite-rium der Konstanz der Integral-Temperatur wird als beste Methode zur Über-tragung 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

blölzulint, TaTT += . (11.10)

In Gleichung (11.10) bedeuten: Tint,zul zulässige Integral-Temperatur, Töl Ölbadtemperatur, α Konstante a = 1,2, Tbl Blitz-(Reib-)Temperatur.

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:

2,1int

zulint,s ≥=

TT

S . (11.11)

In Gleichung 11.11 bedeuten: Ss Fresssicherheit, Tint,zul zulässige Integral-Temperatur, Tint Integral-Temperatur.

Die Prüfmethodik erfolgt nach DIN 51354 (FZG-Zahnrad-Verspannungsprüf-maschine), d.h. bei konstanter Umfangsgeschwindigkeit wird die Belastung in In-tervallen so lange gesteigert, bis Fressverschleiß eintritt. Untersuchungen [11.43] zeigten aber auch, dass mit wachsender Umfangsgeschwindigkeit die verschleiß-frei übertragene Zahnbelastung bis zu einer bestimmten Geschwindigkeit abnimmt. Eine weitere Geschwindigkeitssteigerung bewirkt jedoch einen erneuten Anstieg der Fressverschleißtragfähigkeit. Die wahrscheinliche Ursache im Ver-halten wird durch die bekannte Elasto-Hydrodynamik der gebildeten Schmier-schicht 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 Extreme-Pressure-Additivierung. Dies kann man mit den beschriebenen Prüfmethoden nachweisen. Durch geeignete Additive kann die Fresstragfähigkeit teilweise ver-fünffacht 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-


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 Druck-verteilung 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 Haupt-druck 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


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 Kupplungsausgleichs-räume, 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 Betriebstempera-turbereich 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 Getrie-bes. Der Bestimmung der Ölfüllmenge (Öleinstellung) wird daher in der Entwick-lungsphase große Aufmerksamkeit geschenkt. Bei konventionellen Pkw-Automat-getrieben liegt die Ölmenge bei ca. 10 Litern und bei Nkw-Automatgetrieben bei ca. 30 Litern.

Der Ölspiegel muss bei allen relevanten Fahrzeugneigungen und Öltemperatu-ren genügend Abstand zu den rotierenden Teilen aufweisen. Es darf nicht zu Öl-auswurf über den Getriebeentlüfter, zu Verschäumung durch panschende Räder oder zu Ansauggeräuschen kommen. Das Getriebe muss auch ein Maß an Über-befüllung (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 Gestal-tung der Ölwanne. Ferner ist auf die Geräuschempfindlichkeit durch ihre Memb-ranwirkung 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, Ver-zögerung, Kurvenfahrt und Fahrzeugneigung sicher Öl angesaugt wird.

Bei Getrieben mit besonderen Anforderungen, z.B. für militärische oder Motor-sport-Einsätze, bei denen große Bodenfreiheit oder eine besonders tief liegende Kurbelwellenachse gefordert ist, sind auch Trockensumpfschmierungen anzu-treffen. 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


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 ver-schleißgefährdenden 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 ausreichen-dem Durchgang (Druckverlust) vor allem bei Kaltstart zu finden. Die Feinheit eines Filters wird häufig mit der Maschen- oder Porenweite angegeben. Der Saug-filter 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 zu-rückhält. 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 Teil-chen der Größe 60 µm nur ein Teilchen durchgelassen wird.

Beim Getriebe nach Abb. 12.25 sind Ölfilter und Saugrohr in die Kunststoff-ölwanne integriert. Zur Bindung metallischer Partikel sind im Ölsumpf Dauer-magnete 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 ver-sucht, 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,


− 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 sinn-gemäß 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 auslegungs-

relevant 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


Bei Pumpen wird nach Art der Volumenförderung in Umlauf- und Hubver-drängung 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 Verstell-pumpen 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 Wesent-lichen 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 Zahn-lückenvolumen. Mit der Zahnbreite b und dem Modul m lässt sich über die Kreis-ringfläche das Zahnlückenvolumen einer Außenzahnradpumpe näherungsweise herleiten zu

bmdπV ≈ . (11.12)

Abb. 11.14. Aufbau einer Außenzahnradpumpe


Mit 2 gleich großen Zahnrädern und m = d / z sowie einer Drehzahl n ergibt sich damit die theoretische Fördermenge zu

znbdπnVV

2

th22 ==& (11.13)

bzw. als Zahlenwertgleichung

6

22

th 10[1/min][mm]][mm2/min][

znbdπlV =& . (11.14)

Die Außenzahnradpumpe hat drei Dichtstellen. Die Zahnradstirnseiten dichten axial durch die sich einstellenden stirnseitigen Spalte, die Zahnköpfe dichten radi-al 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 ge-quetscht.

Durch konstruktiv eingebrachte Quetschtaschen im Pumpengehäuse und/oder Pumpendeckel kann das Volumen des Quetschöls zur Druck- oder Saugseite ab-fließen. 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

volthLeckölth ηVVVV &&&& =−= . (11.15)

Hinzu kommen noch hydraulisch-mechanische Ölscher- und Reibungsverluste η h,m. Die erforderliche Antriebsleistung P der Pumpe ergibt sich damit zu

gesvolmh,mh,th

111η

pVηη

pVη

pVP ∆=∆=∆= &&& . (11.16)

Der Gesamtwirkungsgrad η ges = η h,m η vol schwankt abhängig von der konstrukti-ven 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 Spaltkompen-sation 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/ Innenzahnradpumpe (Mondsichelpumpe), 2/ Zahnringpumpe (Gerotorpumpe), 3/ Doppelhubige Flügelzellenpumpe, 4/ Regelbare Flügelzellenpumpe und 5/ Sauggedrosselte Radialkolbenpumpe.


1/ Innenzahnradpumpe (Mondsichelpumpe)

Die Mondsichelpumpe ist eine bei konventionellen Automatgetrieben gängige Bauart, da sie kurz baut, eine koaxiale Anordnung um den Wandlerhals ermög-licht und sich für hohe Drehzahlen eignet, Abb. 11.15. Siehe auch das Einbau-beispiel Abb. 12.25. Saug- S und Druckseite D werden durch eine Sichel (Radial-spalt 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 vor-gesehen 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 näherungs-weise zu

( )21

21a '

4ddbπV −≈ . (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

( ) 6221

21ath 10[1/min]][mm'[mm]

4/min][ nddbπlV −≈& . (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


Abb. 11.16. Gerotor-pumpe. Innenrotor als treibendes und Außen-rotor 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

( )21f

21a4

ddbπV −≈ . (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 För-dermenge zu

( ) 6221f

21ath 10[1/min]][mm[mm]

4/min][ nddbπlV −≈& . (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 darstell-bar 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].


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 Flügelzellen-pumpe z.B. im Stufenlosgetriebe Mercedes-Benz Autotronic, Abb. 12.31, ausge-bildet.

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 Förder-volumen eingestellt.

Der Übergang von den vergleichsweise simplen Konstantpumpen hin zu schaltbaren oder geregelten Pumpen ist hinsichtlich Aufwand und Nutzen sorgfäl-tig 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 Pumpen-drehzahlen relativ gering. Die hydraulischen Steuerungen von mechanischen Stufenlosgetrieben besitzen ein höheres Druckniveau. Zur Begrenzung der Pum-penaufnahmeleistung 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 sauggedrossel-ten 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.


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 Hin-blick auf die Beherrschung der Geräuschentwicklung anspruchsvoll. Bei der Aus-führung nach Abb. 12.32 fördern die Kolben das Öl in spezielle Dämpfungskam-mern, 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 un-tergeordnete Rolle. Neben dem Wirkungsgrad ist die Akustik ein Hauptkriterium. Die Geräuschursachen von Zahnradpumpen lassen sich in mechanische und hyd-raulische Anregungsmechanismen unterscheiden [11.47].

Zu den mechanischen Ursachen zählen die Verzahnungsanregung und die An-regung der Lagerstellen. Daher finden sich bei Ölpumpen häufig Gleitlagerungen. Zu den hydraulischen Ursachen zählen die Volumenstrompulsation und die Kavi-tation. Bei der Feinauslegung der Verzahnung ist auf den Ungleichförmigkeitsgrad (Volumenstrompulsation) δ zu achten. Er ist definiert zu

max

minmax

VVVδ &

&& −= . (11.21)

Typische Werte des Ungleichförmigkeitsgrads sind:

• Außenzahnradpumpe ca. 16 % , • Innenzahnradpumpe ca. 3 % .


Mit Zunahme der Drehzahl steigt die Kavitationsneigung. Durch hohe Expansi-onsgeschwindigkeit 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 Ziel-werte 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 Öl-druck 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 geschal-tet werden (AT, DCT), zum Motorstarten auch angeschleppt werden können, so ist zum Schließen der Kupplungen eine vom Abtrieb angetriebene Pumpe erforder-lich. Diese wird als Sekundär- oder Schlepppumpe bezeichnet. Für Militär-fahrzeuge besteht in der Regel diese Forderung.

11.4 Getriebegehäuse 457

Für das normale Abschleppen von Fahrzeugen mit Stufenautomat- und mechani-schen Stufenlosgetrieben ist bei niederen Geschwindigkeiten in Position N keine Schlepppumpe erforderlich. Hier reicht das Spritzöl, um die Lagerstellen und Ver-zahnungen mit Schmieröl zu versorgen.

11.4 Getriebegehäuse

Das Getriebegehäuse umschließt alle Bauelemente eines Getriebes. Bei der Kon-struktion 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 ausge-führt werden. Die geteilten Gehäuse werden je nach Lage der Teilungsebene bzw. der Wellenlage unterschieden in quergeteiltes Gehäuse (Topfgehäuse) oder längs-geteiltes Gehäuse (Kastengehäuse). In Tabelle 11.4 sind die Gehäusearten mit ih-ren 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 Gehäu-se, das geringere Fertigungskosten verursacht.

Auf Grund der immer größeren Anzahl von Gangstufen kann es zur Verringe-rung der Durchbiegung erforderlich sein, Getriebewellen mit einer dritten Lager-stelle zu versehen. Diese kann als zusätzliches Zwischengehäuse oder als Lager-platte, die separat an ein Gehäuseteil verschraubt wird, ausgeführt sein, s. hierzu auch Abb. 11.1.

Infolge der Forderungen nach Leistungssteigerung bei gleichzeitiger Gewichts-reduzierung werden Getriebegehäuse für Kraftfahrzeuge überwiegend aus Leicht-metall-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 ver-meiden, werden Verstärkungsrippen am Gehäuse vorgesehen. Diese Ver-stärkungsrippen erhöhen zum einen die Steifigkeit und Festigkeit, verringern aber auch gleichzeitig die Schallabstrahlung des Getriebegehäuses.


Tabelle 11.4. Gehäusearten. Vor- und Nachteile

Neben den bekannten Aluminiumlegierungen (z.B.: AlSi9Cu3: 2,75 kg/dm3) wer-den 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 (Wand-stärke, 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 Getriebe-gehäusen 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 Ge-häusegestaltung 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 ausge-hend angeordnet werden. Abmessungen der Rippen bezüglich der Wanddicke t W: Höhe h = (3 ... 4) t W, Breite b = (1 ... 2) t W,


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 Anwen-dungsfällen Radial-Wellendichtringe zum Einsatz. Diese Dichtringe sind für die Abdichtung druckloser Flüssigkeiten ausgelegt. Aufgrund der im Getriebe enthal-tenen Luftmenge hätten Temperaturschwankungen in einem völlig geschlossenen Getriebe Druckschwankungen zur Folge. Überdruck im Gehäuse kann aufgrund steigender Dichtkantenpressung des Radial-Wellendichtrings zu erhöhter Wärme-entwicklung, 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


einen Druckausgleich ermöglichen. Dabei soll aus Betriebssicherheits- und Umweltschutzgründen kein Öl, Ölschaum, Öldampf oder Ölnebel durch die Ent-lüftung 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 Temperatur-schwankungen 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 Luft-strom kann Wasser, Feuchtigkeit, Staub und Schmutz mit nach innen fördern.

Bei der Verwendung von berührungsfreien Dichtungen, z.B. in Form von Laby-rinthabdichtungen 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 Temperaturschwan-kungen 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]


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 ausge-stattet. Der Luftstrom wird durch Rohrverlängerungen geleitet und kann mehrfach umgelenkt und gedrosselt werden. Ebenso finden Entlüftungen mit Ventilein-sätzen Verwendung. Als Filter kommen verschiedene Materialien bzw. Material-formen zum Einsatz (z.B. Flachdrahtgestrick, Schaumstoff, Sinterbronze, Filter-gewebe). Im Außenbereich dient meist eine Kappe als Schutz vor auftretendem Spritzwasser. Bei extremen Betriebsbedingungen kann im Außenbereich zusätz-lich ein Filter eingesetzt sein.

Die meisten Entlüftungen sind aus Metall. Die einzelnen Teile der Entlüftungen werden durch Spanen und Umformen hergestellt. Für Entlüftungen mit komple-xem 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 Funk-tionsbauteilen kombiniert ist.

3/ Konstruktionselemente der Entlüftungen

Die im Folgenden aufgeführten Konstruktionselemente finden bei den in der Technik eingesetzten Entlüftungen Verwendung. Der Gesamtaufbau einer Ent-lüftung 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.


Filter: Ein in die Entlüftung eingelegter Filter hat die Aufgabe, den in der Luft mitgeführ-ten Schmutz zu binden. Ferner soll der von der ausströmenden Luft mitgeführte Ölnebel und Ölschaum an der Filteroberfläche angelagert werden. Die Ver-schmutzung des Filters kann unter Umständen zu einer Druckerhöhung führen. Entlüftungsventil: Durch eine Belastung mit einer Feder oder durch das Eigengewicht eines Abdeck-körpers wird erreicht, dass erst bei einem bestimmten Druck Luft aus dem Getrie-be ausströmen kann. Ein Einströmen von Luft über das Entlüftungsventil ist nicht möglich.

Belüftungsventil: Durch eine Federanordnung mit Dichtplatte wird erreicht, dass erst bei einem be-stimmten 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 Aus-tritt 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 Innenflä-che 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, quadrati-sche oder kreisringförmige Querschnitte verwendet werden. Durch die Verwen-dung 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 Strömungs-querschnitts und damit eine Erhöhung der Strömungsgeschwindigkeit. Die Unter-scheidung 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.


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 mög-lichst 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 Dop-pelventil wird der durch das Entlüftungsventil nach außen getretene Ölschaum, der sich am Entlüftungsventil aufgelöst hat, in der Entlüftung zwischen-gespeichert. Bei Lufteinsaugung wird die gespeicherte Ölmenge wieder über das Belüftungsventil nach innen zurückgefördert und bewirkt dadurch eine Reduzie-rung der Ölleckage.


Bei Wasserbespritzung der Entlüftungsaußenseite darf die Eintrittstelle keine kleinen Öffnungen aufweisen. Insbesondere bei außen an der Entlüftung ab-laufendem 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 Außen-bereich, jedoch nicht direkt an der Eintrittsstelle erfolgen.

Entscheidenden Einfluss auf das Betriebsverhalten der Entlüftung hat die Ein-bausituation im Getriebe. Bei der Beurteilung bzw. der Auslegung einer Ent-lüftung 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 Entlüftungs-bereich optimiert werden.

11.5 Abdichtung von Getrieben

Der zuverlässigen und dauerhaften Abdichtung von Getrieben ist aufgrund der geforderten Lebensdauer und des gestiegenen Umweltbewusstseins große Bedeu-tung 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, Schaltwellen-ausgang, 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-Rin-gen. Der O-Ring wird dazu radial verpresst, Abb. 11.22a. Ruhende axiale Abdich-tungen (Flanschdichtungen) können mit O-Ringen oder mit Flächendichtungen ausgeführt werden. Bei einer Flanschdichtung mit O-Ring wird dieser axial ver-presst, 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 (Flansch-dichtung), O-Ring axial verpresst

• Die Oberflächenrauheiten A, B, C, Abb. 11.22, sind von den Einsatz-bedingungen 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 Dicht-flächen. 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. Flächendicht- verbindung


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 Anforde-rungen 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 ertra-gen. Es darf nicht zum Ausfall durch Vorspannkraftverlust der Schraubenver-bindungen (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 aus-

gespült wird, muss in der Flanschfuge zwischen den Schrauben eine Mindestflächenpressung vorhanden sein.


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 Erkennt-nisse 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 Prüfge-häuses zu ermitteln, ist mit der druckempfindlichen Messfolie Fuji Film Prescale gegeben. Abbildung 11.24 zeigt beispielhaft einige Ausschnitte von Pressungs-abdrücken eines Gehäuses. Sie weisen folgende charakteristische Merkmale auf:


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 Fahrzeug-getrieben eingesetzt, wo Durchtrittsstellen von rotierenden Wellen drucklos über-flutet oder gegen anspritzendes Schmieröl abzudichten sind [11.41]. Grundformen von RWDR sind in Abb. 11.25 dargestellt. Abbildung 11.26 zeigt wichtige Ab-messungen und Bezeichnungen. RWDR dichten nur in einer Richtung (Ölseite).

Abb. 11.26. Abmessun-gen und Bezeichnungen an Radial-Wellendicht-ringen


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 Einlauf-

verschleiß zu sichern, darf die Oberfläche nicht zu glatt sein, − drallfreie Bearbeitung, d.h. Glätten oder Schleifen ohne Vorschub, Schleif-

scheibe 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 „Aus-legung 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 Ring-flanke. Flächenpressung und Gleitgeschwindigkeit der Ringflanke („p-v-Wert“) sind wichtige Auslegungsgrößen und den Spezifikationen der Hersteller zu ent-nehmen. Der Verschleiß wird selbsttätig nachgestellt und ist durch einen Aus-legungs-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.


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 Förder-volumen 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 ver-wendet.

11.5.3 Dichtungen für hin- und hergehende runde Bauteile

Abdichtstellen von hin- und hergehenden runden Bauteilen finden sich beispiels-weise am Schaltstangendurchtritt und bei Automatgetrieben an den Kolben druck-ölbeaufschlagter 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


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 ver-drillen. 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 ein-setzbar. 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 ausge-führten 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 Gehäuse-deckel 3, wobei ein Teil des Öls schon durch die Spaltdichtung 4 zwischen Wälz-lager 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 befes-tigt. Das Keilwellenprofil der Getriebeabtriebswelle wird durch einen O-Ring 6 abgedichtet.


Abb. 11.29. Abdich- tung einer Getriebe- abtriebswelle. 1 Radial-Wellen- dichtring; 2 Abtriebsflansch; 3 Gehäusedeckel; 4 Spaltdichtung; 5 Spritzblech; 6 O-Ring; 7 Flachdichtung

Abbildung 11.30 zeigt den Halbschnitt durch eine Lamellenkupplung eines Pkw-Automatgetriebes. Die Abdichtung zwischen rotierendem Kupplungskorb 4 und Gehäuse 5 bzw. zwischen rotierender Welle 6 und Gehäuse 5 wird von Rechteck-ringen 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 Undichtig-keit 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 Komplett-getriebeprüfung auf den Abnahmeprüfständen am Ende der Montagelinien (EoL = End of Line), kann es bei komplexen Baugruppen sinnvoll sein, Dicht-heitsprüfungen 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 Dicht-heitsprüfung 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 ent-stehen 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 Optimie-rung von Montagehilfswerkzeugen (z.B. Einführhülsen), Messmitteln, Einführ-fasen 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“.


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 Über-lastung 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 Be-fahren 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: Motor-bremsen und Retarder, die wiederum verschiedene Grundkonzepte aufweisen, Abb. 11.31.

Abb. 11.31. Bremsanlagensysteme im Überblick


11.6.1 Definitionen

Eine Dauerbremse ist eine zusätzliche Bremsanlage, die eine Bremskraft über einen langen Zeitraum ohne nennenswerten Verschleiß erzeugen und aufrecht-erhalten kann. Die Funktion der Dauerbremse muss dabei unabhängig vom Zu-stand und von der Wirksamkeit der übrigen Bremsanlage sichergestellt sein. Die Anforderungen an die Bremsanlage eines Kraftfahrzeugs sind in der ECE-Regelung 13 und in EG-Richtlinien niedergelegt [11.2, 11.53]. Während die Betriebsbremse auf alle Räder wirkt, bremst die Dauerbremse nur die mit ihr ver-bundenen 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 Ladungswechsel-arbeit. 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


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 Abgas-turbolader 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 Dosier-barkeit 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 Fül-lungsgrad des Retarders wird das Bremsmoment gesteuert.


Abb. 11.33. Aufbau eines hydrodynamischen Retarders. a Sekundärretarder mit optiona-lem 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 Brems-moment erzeugen. Als Betriebsbremse sind hydrodynamische Retarder daher ebenso ungeeignet wie elektromagnetische Retarder.

Die Abhängigkeit des Retarder- bzw. Rotorbremsmoments TR,B von der Rotor-drehzahl liefert die Theorie der Strömungsmaschinen, Gl. (10.21), mit

52BR, DωρλT R= . (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 Brems-momentbedarf 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 bezeich-net. Die Winkelgeschwindigkeit der Rotorwelle ωR ist je nach Einbauort des hyd-rodynamischen Retarders entweder gleich der Winkelgeschwindigkeit der Getrie-beeingangswelle oder im festen Verhältnis von 1:1 bzw. 1:2 zur Winkelgeschwin-digkeit 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 Gelenk-wellen montiert werden. Off-Line-Retarder werden an das Getriebe angeflanscht und über eine Hochtriebstufe mit demselben verbunden.


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 Gelenk-wellendrehzahl, d.h. der Fahrgeschwindigkeit


Nachteilig wirkt sich bei den Primärretardern die Unterbrechung der Kraftübertra-gung 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 Kon-struktionen Abb. 12.45 „Teilautomatisiertes 16-Gang-Nkw-Schaltgetriebe (Wand-lerschaltkupplungsgetriebe)“ und Abb. 12.48 „6-Gang-Nkw-Automatgetriebe“.

Das Bremsmoment des Sekundärretarders ist nur von dessen Kennlinie abhän-gig. 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. Zusätz-lich kann noch eine Hochtriebstufe vor der Rotorwelle angebracht werden, Abb. 11.33a. Der Hochtrieb ist, wie auch die Zwillingsanordnung von zwei Rotoren, ei-ne Möglichkeit, das Bremsmoment des Sekundärretarders bei niederen Fahrge-schwindigkeiten zu steigern. Der Sekundärretarder mit Hochtrieb wird hinten seit-lich 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 Dauer-Kühlleistung 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 eingeschalte-tem Retarder wird der Ölkreislauf vom Getriebe getrennt. So wird die Getriebeöl-temperatur während des Bremsens nicht beeinflusst.

Befindet sich ein Retarder im Triebstrang, so treten im Zugbetrieb bei unbefüll-tem Retarder Leistungsverluste durch das Umpumpen der Luft auf (Lüfterverlus-te). Um die Verluste des unbefüllten Retarders zu verringern, besteht die Mög-lichkeit, durch Ring- und Blendenschieber, die zwischen Rotor und Stator geschwenkt werden, die Luftkreisläufe zu verkleinern und die Verluste zu mini-mieren [11.18]. Siehe dazu auch Abb. 12.48 und die dazugehörenden Erläuterun-gen. 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 Gehäu-se, 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.


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. Ent-sprechend 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 ausschließ-lich 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 Aus-lasswiderstand arbeiten. Diese Drosselstelle ist ein am Aquatarderaustritt ange-brachtes pneumatisch angesteuertes Auslassregelventil, das der stufenlosen Rege-lung des Bremsmomentes dient. Beim Ausschalten des Retarders lässt das Schalt-ventil 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.


Abb. 11.37. Steuerschema Voith Aquatarder im Bremsbetrieb. 1 Aquatarder; 2 Wasser-pumpe; 3 Kurbelwelle; 4 Regelventil; 5 Rückschlagventil; 6 Schaltventil; 7 Temperatur-sensoren; 8 Thermostat; 9 Fahrzeugkühler; 10 Anschluss Vorratsluft; 11 2/2-Wege-Ventil; 12 Ausgleichsbehälter; 13 Ventilblock; 14 Fahrzeugelektronik; A1 Pneumatik-leitung 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 bezeich-net – 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 Wirbel-ströme 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 Erreger-spulen lässt sich die Bremsleistung in mehreren Stufen aktivieren.


Abb. 11.38. Prinzipieller Aufbau eines elektromagnetischen Retarders (Wirbelstrombremse)

Die elektromagnetischen Retarder zeichnen sich einerseits durch geringen Bau-aufwand 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 elektro-magnetischen Retarders, wodurch das Bremsmoment abnimmt. Um die tempera-turbedingte 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 Brems-systeme gemeinsam vom Fahrzeugführungsrechner über den Datenbus ange-steuert. 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 Ver-bindung mit einer automatischen Geschwindigkeitsregelung kann die Fahrge-schwindigkeit bergab konstant gehalten werden. Die Aktivierung der Geschwin-digkeitsregelung erfolgt über den Tempomaten oder auch über das Bremspedal. Der Fahrer braucht dabei nur so lange das Bremspedal zu betätigen, bis das Fahr-zeug auf die gewünschte Geschwindigkeit abgebremst worden ist. Beim Lüften des Pedals wird die dabei aktuelle Geschwindigkeit beibehalten. Erst beim Betäti-gen des Gaspedals schaltet sich das Bremssystem aus.


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 Periphe-rieelemente 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 ABS-System 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 vorge-stellten 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. Viel-mehr 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 behandel-ten Pkw-Getriebe. Zur leichteren Orientierung im folgenden Abschn. 12.1 sind für die erläuterten Konstruktionen fortlaufende Nummern vergeben (z.B. 1/ Ein-stufiges 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.- Nr.

Konstruktion Abb.-Nr.

Gänge

Kennzeichen

Einbau-lage

Hersteller

Bezeichnung

Schema 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



3/ 12.5 6 MT, 2-stufig S Getrag 286 6.20a 4/ 12.6 6 MT, 1-stufig FQ Opel F28-6 6.20b 5/ 12.7–12.8 6 MT, 1-stufig,

3-Wellen 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 Aktiv- getriebe

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 ––


FQ MB Autotronic ––


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 gleich-zeitig 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 Handschalt-getrieben 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 Bau-form ist kompakt und verringert den für den Triebstrang benötigten Bauraum, nicht zuletzt durch den Wegfall der Kardanwelle. Die Möglichkeit, den komplet-ten 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, nachein-ander 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 zwi-schen 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 Lager-außenring 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).


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 Achs-getriebegehäusehälfte trägt, wird mit dem Getriebe verschraubt. Die andere Getriebegehäuseseite wird, wie bereits erwähnt, mit einem Blechdeckel verschlos-sen. 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.


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 Synchroni-sierungen 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 ange-glichen werden, wodurch sich die beim Schaltvorgang aufzubringende Schalt-arbeit und -kraft reduziert. Das Verlegen von weiteren Losrädern auf die Vorgele-gewelle 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


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 Schalt-welle 1 mit den Schaltschwingen 5–7 verwendet. Dies bringt Gewichtsvorteile und ist kostengünstiger. Die zentrale Schaltwelle ist in Linearführungen 4 kugel-gelagert, wodurch die Schaltkräfte verringert werden. Die Schaltschwingen besit-zen 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 Gas-sen) werden bei dieser Variante durch ein Verdrehen der Schaltwelle gewechselt.

Die Vorgelegewelle ist antriebsseitig in einem Zylinderrollenlager und ab-triebsseitig 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 Kegelrollen-lager keinen Einsatz so genannter „Clean Bearings“, die durch eine Dicht-manschette gegen Verschmutzungen abgedichtet sind. Ihr Einsatz erlaubt es, die Ölwechselintervalle zu verlängern.


Abb. 12.4. Die Einzelteile des 5-Gang-Pkw-Handschaltgetriebes ZF S 5-31

Das Getriebegehäuse selbst ist in Topfbauform mit angegossener Kupplungs-glocke 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 darge-stellt. Das Grundkonzept ist in Abschn. 6.6.1 und Abb. 6.20a erläutert. Es handelt sich hierbei um ein zweistufiges Vorgelegewellengetriebe mit antriebsseitig ange-ordneter Konstante. Im Vergleich zu dem in Abb. 12.2 vorgestellten Getriebe bau-en die Getriebewellen länger. Dies liegt erstens an dem zusätzlichen Radpaar und zweitens an den größeren Zahnbreiten, die bei hochmotorisierten Fahrzeugen not-wendig werden. Um die sich hieraus ergebende Wellendurchbiegung unter Last gering zu halten, sind die Radpaare des 1. und 2. Gangs in die Nähe der abtriebs-seitigen Hauptlagerung gelegt.


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 logi-schen 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 kugel-gelagerte, 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 Schalt-welle, 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 an-triebsseitig 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 dimen-sionierter und somit leichterer Lager.


Haupt- und Vorgelegewellen des Getriebes sind Kontur nachgeführt hohlgebohrt. Fertigungstechnisch geschieht dies durch zweigeteilte Wellen, die nach dem Aus-drehen 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


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 konstruk-tive 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 Los-rad, 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 Doppel-konus-Synchronisierung ausgestattet. Nicht im Bild zu erkennen sind die Elemen-te 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 mög-lichst 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 Grundkon-zept 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 Ein-gangswelle 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 aufwen-diger 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, anschlie-ßend 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.


Abb. 12.7. 6-Gang-Pkw-Handschaltgetriebe Getrag 285, Räderschema Abb. 6.21a

Auf jeder Abtriebswelle befinden sich zwei Synchroneinheiten, die von identi-schen 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 Schalt-deckel erzeugt. Beim Wählen in andere Gassen ergeben sich entsprechende Rück-stellkräfte.


Abb. 12.8. 6-Gang-Pkw-Handschalt- getriebe 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 Ein-satz. 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-Handschalt-getriebes 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


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 Abtriebs-welle 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].


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 dar-gestellte 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 Otto-motoren entspricht dem in Abb. 12.5 dargestellten Getriebe. Da das Getriebe für kleinere Motorisierungen ausgelegt ist, ist der Aufbau kompakter und kosten-günstiger als der nach Abb. 12.5. So werden als Hauptlager einfache Kugellager anstelle der Doppelschrägkugellager eingesetzt. Die Wellen sind nicht reib-geschweißt, sondern tieflochgebohrt. Dem, relativ betrachtet, etwas höheren Gewicht stehen Vorteile bei den Kosten gegenüber. Durch die kleineren zu syn-chronisierenden 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


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 gestei-gerten Ansprüche beim Schaltkomfort. Da bei der einen Variante ein gerader Gang Direktgang ist, bei der anderen aber ein ungerader Gang, muss die Schalt-richtung 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 gleich-zeitige 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


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 radia-len 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 Kupp-lung 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 er-setzt. Am Getriebeende wird ein Mittendifferential, in diesem Fall ein TORSEN-Differential, in das Getriebe integriert. Das Mittendifferential verteilt das Dreh-moment 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 in-tegrierten 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-Gang-Getriebe bauen. Einschränkungen hinsichtlich der Übersetzungswahl und der Stu-fung der Gänge resultieren aus der Gruppenbauweise. Gegenüber konventionellen 6-Gang-Getrieben lässt sich aber eine Synchroneinheit samt Schaltbetätigung ein-sparen. 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 Dreh-moments kann auch das Differential mittels Kugellagern statt der sonst üblichen Kegelrollenlagern gelagert werden.


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-Druckguss-schalen, die zusammen mit den zwei Abtriebszahnkränzen verschraubt werden.

Die innere Schaltung ist bei diesem Getriebe nicht wie bei Handschaltern auf-gebaut. 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.


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 er-läutert. 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 unab-hängige Betätigung des Ist- und Zielgangs beim Schalten sind Überschneidungen möglich und damit kürzere Schaltvorgänge. Die Zeit ohne Zugkraft wird mini-miert. Beim Auslegen des Ist-Gangs kann schon der Zielgang ansynchronisiert werden. Wegen der formschlüssigen Verbindung müssen allerdings richtige Über-schneidungsschaltungen, wie bei Lastschaltgetrieben mit Reibkupplungen, unbe-dingt vermieden werden. Eine formschlüssige Verbindung von zwei Gängen gleichzeitig würde zum Blockieren des Getriebes führen. Damit die Synchron-einheiten den hohen thermischen Belastungen auf Grund der kurzen Schaltzeiten und hohen Differenzgeschwindigkeiten standhalten, bestehen die Reibbeläge aus hochbelastbaren Carbon-Beschichtungen.


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 Durch-biegung 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 ent-sprechend präzise sein, um keine Lagerbelastung auf Grund der Bauweise zu erhalten. Es können aber alle hochbelasteten Gänge an einer Lagerebene angeord-net 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


Die Schaltbetätigung erfolgt hydraulisch mit Einzelstangenaktuatoren für extrem schnelle Schaltungen. Die Hydraulikaktuatoren greifen direkt in die aus Alu-miniumdruckguss 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 Lamellen-träger der Kupplung K1 und K2 ein. Die Innenlamellenträger der beiden Kupplun-gen 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 ausgeführ-ten, 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 Teil- getriebe 2 (2./4./6.); AW1 Abtriebswelle mit Abtriebskonstantenritzel; AW2 Abtriebs- welle 2 mit Abtriebskonstantenritzel


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 Kraftüber-tragung vom Motor erfolgt über die Außensteckverzahnung der Doppelkupplung, die formschlüssig mit dem Zweimassenschwungrad verbunden ist. Die Kraftüber-tragung auf die Eingangswellen EW1 und EW2 erfolgt über die Lamellenträger der jeweiligen Kupplung K1 bzw. K2. Hierbei wird das Drehmoment über das Lamel-lenpaket von der Außenverzahnung der Doppelkupplung auf die Innenverzahnung übertragen. Die beiden Antriebswellen sind jeweils formschlüssig mit den Innen-verzahnungen der Doppelkupplung verbunden. Die Kupplung ist für 350 Nm aus-gelegt.

Die Mechatronik ist als Vorortsteuerung auf der Getriebevorderseite ange-ordnet, s. Abb. 12.19. Sie kombiniert das Hydraulikmodul 1 mit den Kupplungs-modulatoren 2 (Druckregelventile), die Schaltventile und die entsprechenden Hyd-raulikschieber 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.


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 Kom-ponenten der Aktuatorik bilden die beiden Kupplungsmodulatoren, der Kühlöl-modulator sowie die Schaltventile des Gangstellwerkes.

Um schnelle Schaltgeschwindigkeiten und daraus resultierend einen hohen Schaltkomfort zu erreichen, ist die Qualität hinsichtlich Regelgüte und Geschwin-digkeit 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 erken-nen 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


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 Synchronisie-rungsbereich, die Verlustleistung in den Lagerungen, die allgemeine Materialver-träglichkeit 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 Pumpen-leistung in der Verlustleistungsbilanz einen wesentlichen Unterschied zu Hand-schaltgetrieben und eine bedeutende Einzelverlustquelle darstellt, kam der Opti-mierung 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 Ver-fügung. 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 Ölein-spritzschmierung 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 Doppel-kupplungsgetriebe 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 Massen-trägheiten. Dazu trägt bei, dass die Eingangswellen über die Innenlamellenträger angebunden sind, welche die vom Massenträgheitsmoment her günstigeren Belag-lammellen 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.


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 Einspritz-schmierung weitere Kennzeichen der Konstruktion. Die Ölpumpe ist als Innen-zahnradpumpe ausgeführt, die über eine Stirnradstufe angetrieben wird. Das trei-bende 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 ergeben-den konstruktiven Freiräume ein für den Pumpenwirkungsgrad optimales Verhält-nis von Pumpenbreite zu Pumpendurchmesser realisiert werden kann. Durch die Einspritzschmierung, die bei diesem Getriebe in Verbindung mit einer Trocken-sumpfschmierung steht, kann zum einen zur besseren Wärmeabfuhr Öl direkt in die Verzahnung eingespritzt werden, zum anderen gibt es keine merklichen Ver-luste 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 Druck-reglern betätigt werden.


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 Verzah-nungskorrektur. Gleichteilstrategien MT/DCT erfordern konstruktive Maßnahmen an der Schaltvorrichtung.

Es gibt Ansätze, den Schalthebel kinematisch von der inneren Schaltung zu ent-koppeln 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 Hand-schaltgetriebe und Handschaltgetriebe verfügt [12.11].

12.1.4 Pkw-Automatgetriebe (AT)

Die ersten 5-Gang-Pkw-Automatgetriebe kamen 1989 zunächst für Standard-antrieb auf den Markt. Bei Frontquer-Anwendungen werden, abhängig von Fahr-zeug 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 Mercedes-Benz 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 hydrau-lische Steuerung, lediglich der angehängte 5. Gang ist elektro-hydraulisch ange-steuert.

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 Bau-gruppen wie im 4-Gang-Getriebe, von dem auch die rein hydraulische Steuerung des 4-Gang-Teils übernommen wurde. Der Planetensatz 2 im hinteren Getriebe-raum 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.


Abb. 12.22. 5-Gang-Automatgetriebe Mercedes-Benz W5A 030. 1 Entlüftung; 2/4 Planetensatz; 3 Ravigneaux-Radsatz; 5 Deckel; 6 Primärölpumpe; 7 Betätigungs- kolben; 8 Lamellenbremse; 9 Bandbremse; 10 Kupplungslamellenträger; 11 Wandler; 12 Schaltplatte; 13 Ölwanne; 14 Parksperrenrad; 15 Parksperrenklinke; 16 Fliehkraft- regler

Der vordere Getrieberaum ist durch einen Deckel 5, der auch die Primärölpumpe 6 aufnimmt, zum Wandler hin abgetrennt. Dieser Deckel besitzt Kanäle für die Öl-pumpe und dient auch als Zylinder für den Betätigungskolben 7 der Lamellen-bremse 8. Die Bremsen sind teilweise als Lamellen- und als Bandbremsen 9 aus-geführt. Besonders die Bandbremsen, die die Außenfläche eines Kupplungs-lamellenträgers 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 Getrie-besteuerung mit Ventilen, die das Drucköl zur Getriebesteuerung in die ver-schiedenen 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 ange-bracht, 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 geschwindig-keitsabhängiger Steuerdruck geliefert wird.


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 Besonder-heit ist das zweiteilige Gehäuse 5 und 15 aus Aluminium-Druckguss. Durch Ent-fall einer Zwischenwand ist es leichter und einfach an unterschiedliche Motoren anpassbar. Alle Planetenräder sind in Nadelkäfigen gelagert, wobei 2 Planetenrad-träger (17 und 19) aus Aluminium-Druckguss gefertigt sind. Vorteile sind neben Gewicht und Herstellkosten die Integration von Innenlamellenträgern. Die Park-sperre 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 Außenlamellen- träger; 5 Getriebegehäuse; 6 Außenlamellenträger; 7 Lamellenkupplung K2; 8 Lamellen- bremse BR; 9 Lamellenkupplung K3; 10 Rückdruckfeder B2/BR; 11 Zylinderführung B2/BR; 12 Wandlerüberbrückungskupplung; 13 Flansch Turbinenrad; 14 Ölpumpen- gehäuse; 15 Wandlergehäuse; 16 Lamellenbremse B1; 17 vorderer Planetenradsatz; 18 elektro-hydraulische Schaltplatte; 19 hinterer Planetenradsatz; 20 mittlerer Planeten- radsatz; 21 Lamellenbremse B2; 22 Kolben B2; 23 Ölsumpf


Die elektro-hydraulische Steuereinheit 18 besteht aus zwei Aluminium-Druck-gussbauteilen, einem Zwischenblech und dem Elektriksatz, wobei die elektro-nische Getriebesteuerung extern im Fahrzeug sitzt. Die Steuerung des Schaltvor-gangs 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 Druckredu-zierung am abschaltenden Element.

Der Elektriksatz besteht aus einer Steckkupplung, zwei Regelmagnetventilen, drei Umschaltventilen, einem pulsweitenmodulierten Ventil, zwei Drehzahlsenso-ren, einem Temperatursensor und einem Anlasssperrkontakt. Die gesamte Einheit wird von einem Spritzgussteil aus Kunststoff zusammengehalten, das alle elektri-schen Bauteile aufnimmt.

15/ 7-Gang-Pkw-Automatgetriebe; Mercedes-Benz W7A 700

Im Jahr 2003 hat Mercedes-Benz das erste Pkw-Automatgetriebe mit 7 Vorwärts- und 2 Rückwärtsgängen vorgestellt. Das für maximal 700 Nm Drehmoment aus-gelegte W7A 700 zeichnet sich durch eine konsequente Leicht- und Kompakt-bauweise aus. Aufbauend auf dem vorangehend erläuterten 5-Gang-Automat-getriebe W5A 580 unterscheidet sich das W7A 700 im Konzept durch den Wechsel des vorderen Einfachplanetensatzes in einen inversen Ravigneaux-Radsatz und die Integration einer zusätzlichen Bremse [12.21–12.22]. Das Grund-konzept 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


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 Ge-wichtsersparnis 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 Inte-gration der Getriebesteuerung zu einer elektro-hydraulischen Steuereinheit (Mechatronik) direkt im Getriebe. Die im Getriebe integrierte elektro-hydraulische Steuerung besteht aus den Teilkomponenten hydraulische Schaltplatte, Elektrik-satz inkl. Steuergerät und Drehzahlsensorik sowie den acht Regelmagnetventilen. Elektrisch erfolgt der Anschluss nach außen nur noch über fünf Pins. Die Schalt-platte 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 Motor-drehmomente 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 Rad-satzkonzept 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 aus-gewählte Getriebekonzept eine kompakte Bauform [12.23, 12.65].

Das Getriebegehäuse 1 mit integrierter Wandlerglocke ist einteilig und aus Alu-miniumdruckguss. Der Wandler ist ein 2-Leitungs-Wandler (s. Abschn. 10.4.6). Der vordere Deckel stellt die Ölversorgung dar. Er besteht aus zwei Aluminium-Druckgussteilen (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 ge-schnittenem oder umgeformtem Stahlblech hergestellt, s. hierzu auch Abschn. 16.4 „Prozessketten zur Blechteilbearbeitung“. So sind die Innen- und Außen-lamellenträger 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.


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 Ravigneaux-Radsatz; 11 Parksperrenrad; 12 Magnete; 13 Kunststoffölwanne; 14 Mechatronik; 15 Ölfilter

Die Ölwanne ist zur Gewichtsminimierung als Kunststoffverbundteil 13 herge-stellt, 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 exem-plarisch 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 Bedien-konzept. 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).


Die Getriebesteuerung umfasst unter anderem sechs elektronische Druckregel-ventile, welche die Schaltelemente und die Wandlerüberbrückungskupplung ansteuern, zwei Drehzahlsensoren und einen Öltemperatursensor. Die Schaltplatte besteht aus zwei Aluminium-Druckgussteilen mit einem Aluminium-Zwischen-blech.

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


Das AISIN AW TF 80-SC war das erste 6-Gang-Automatgetriebe für Frontquer-Antrieb, 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 beschrie-bene 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, ei-nen flachen Medianquerschnitt. Die Ölpumpe ist als Gerotorpumpe realisiert. Die elektronisch-hydraulische Steuerung arbeitet mit 6 Druckreglern sowie 2 Magnet-ventilen und besitzt 2 Drehzahl- und einen Temperatursensor. Das Getriebesteuer-gerät 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-Automat- getriebe in Vorgelegebauweise für Frontquer-Antrieb Mercedes-Benz W5A 180, Räderschema Abb. 6.36


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 an-gebracht. Sämtliche Lamellenträger und Druckkolben sind als günstige Dünn-bleche ausgeführt. Die zwei Gehäusehälften sind aus Aluminium-Druckguss. Eine Neuheit war die hydraulische Direktansteuerung der Schaltelemente und die aus-schließliche Verwendung von pulsweitenmodulierten Ventilen. Die hydraulischen Steuerelemente und der Wählschieber sind im Schiebergehäuse aus Aluminium-Druckguss untergebracht. Auf der Rückseite des Schiebergehäuses sind die im Elektriksatz enthaltenen Aktuatoren und die elektronische Getriebesteuerung angeordnet. Die Direktsteuerung der Schaltelemente erfolgt über Druckminder-ventile, 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-Stufenautomat-getriebe 6 HP 26 nach Abb. 12.25 die Basis für den Parallelhybrid des „BMW-Aktivgetriebes“, Abb. 12.28.

Im Vergleich zum konventionellen Wandlergetriebe ersetzt hier die permanent-erregte Drehstromsynchronmaschine (PSM), bestehend aus Stator 1 und Rotor 2 den hydrodynamischen Drehmomentwandler als Anfahrelement. Sie wird zusam-men mit den beiden nasslaufenden Lamellenkupplungen K1 3 und K2 4 als Hybridmodul in die Gehäuseglocke integriert und benötigt dafür keinen zusätz-lichen 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 Verbren-nungsmotors 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 ent-fällt auch der Verkabelungsaufwand, der zwischen einer extern angeordneten Leistungselektronik und der E-Maschine notwendig ist.


Abb. 12.28. 6-Gang-Pkw-Hybrid-Automatgetriebe. 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 Vorder-achsdifferential kommt bei SUV-Fahrzeugen mit quer eingebautem Verbren-nungsmotor 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 Ab-wärme 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 (Steg-welle) mit dem Abtrieb (verbundene Hohlräder von Summier- und Reduzier-getriebe) 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 Drehmomentver-hältnisse und Leistungsflüsse für unterschiedliche Betriebszustände des Hybrid-getriebes P310 genauer erläutert.


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 ermög-licht. Hierzu ist der E-Motor mit dem Sonnenrad verbunden, während das Hohl-rad, das ja mit dem Hohlrad des Summiergetriebes gekoppelt ist, den Abtrieb in Richtung Vorderachsdifferential darstellt. Die Stegwelle ist fest mit dem Getriebe-gehäuse verbunden.

Das Hybridgetriebe hat eine Länge von 417 mm und wiegt inklusive Ölbefül-lung 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 (Planeten- getriebe) 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


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 auszu-statten, 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 CV-Getriebe übertragen Drehmomente mittels Reibung. Im Getriebe muss daher in allen Betriebspunkten der Zielkonflikt, ein stets sicheres Anpressen der Reib-elemente 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 Schwungrad-Dämpfereinheit ins Getriebe eingeleitet. Als Anfahrelement für Vorwärts- und Rückwärtsanfahrt dient jeweils eine entsprechend dimensionierte nasse Lamellen-kupplung. Um eine gleichbleibende Qualität der Anfahrten sicherzustellen und die Haltbarkeit über der Lebensdauer des Fahrzeugs zu gewährleisten, wird die jewei-lige Kupplung während der Anfahrt gezielt mit einem definierten Ölstrom gekühlt.

Mittels eines Planetenradsatzes erfolgt die Drehrichtungsumkehr beim Rück-wärtsfahren. 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 Sekundärscheiben-satz erfolgt über eine Zuggliederkette (Laschenkette). Diese besteht aus unter-schiedlich langen Kettenlaschen, die den Strang bilden sowie aus den Wiege-druckstücken der Gelenke und aus den Sicherungselementen.


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 Drehmoment-fühler 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 Hypoid-kegeltrieb 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 ermög-licht die direkte Anordnung auf der hydraulischen Steuerung.


Für die ausreichende Kühlung der beiden Anfahrkupplungen, vor allem bei Hoch-lastanfahrten, 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 Pumpen-leistung in etwa verdoppelt werden.

Der Informationsaustausch zwischen dem direkt auf der hydraulischen Steue-rung angebrachten Getriebesteuergerät und den anderen Steuergeräten im Fahr-zeug 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


Abbildung 12.31 zeigt den Mittelschnitt der Autotronic sowie den Leistungsfluss durch das Getriebe. Hauptbaugruppen sind der Drehmomentwandler mit schlupf-geregelter 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 Dreh-momentwandler 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 Varia-tors:

• Anbindung der Getriebeeingangswelle an die antriebsseitige Festscheibe durch eine Mitnahmeverzahnung.

• Einteilig ausgeführte Wegscheiben mit angeschmiedeten Zylindern zur Auf-nahme der axialen Dichtringlaufbahn.

• Ausführung der abtriebsseitigen Festscheibe des Scheibensatzes als Hohlwelle mit eingesteckter Abtriebswelle, durch die das Drehmoment nach dem Wende-satz 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 Flieh-ölhauben 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 Variatorscheiben-sätze 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.


Als Ölpumpe wird in der Autotronic eine zweiflutige Flügelzellenpumpe ein-gesetzt, 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 Fahr-leistungen und Verbrauch des Fahrzeugs aus.

Die elektro-hydraulische Steuereinheit (EHS) besteht aus einer hydraulischen Steuerung mit 12 Hydraulik-Schieberventilen, 4 elektronisch angesteuerten Regel-magnetventilen und dem Elektriksatz inklusive Sensorik und vollintegriertem Steuergerät. Die elektro-hydraulische Steuereinheit erlaubt in Verbindung mit dem hydrodynamischen Drehmomentwandler ein rein hydraulisches Fahren als Not-lauffunktion.

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 Mecha-nik-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 Regel-magnetventile 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 Fahrzeug-CAN angeschlossen. Über CAN-Datenbus steht das Getriebesteuergerät mit ande-ren Fahrzeugsteuergeräten (z.B. Motorsteuergerät, ESP-Steuergerät etc.) in Ver-bindung.

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 Drehmomenten-kapazität 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. Die-ser 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 Kupp-lungen für den Vorwärts- und Rückwärtsgang sowie der Eingangs-Kegelscheiben-satz des Variators angeordnet. Für die Kraftübertragung im Variator wird eine Zuggliederkette (Laschenkette) mit 33 mm Breite verwendet.


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 Achsüber-setzung. Eine Welle trägt die Zwischenräder der Achsübersetzung. Auf der Achs-welle sind das Ausgangsrad der Endübersetzung und das Differential angeordnet. Die Achsübersetzung kann in sechs Stufen durch verschiedene Zwischenwellen- und 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 Getriebesteue-rung, 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 erkenn-bar. Diese Konstruktion benötigt weder einen mechanischen Drehmomentsensor noch eine mechanische Rückführung der Variatorscheibenposition.


Die Variatorsteuerung arbeitet vollelektronisch und kann den Primär- und Sekun-därdruck im Variator unabhängig voneinander einstellen. Auf diese Weise lässt sich über die elektronische Getriebesteuerung für jeden Betriebspunkt eine geeig-nete Druckeinstellung erreichen. Eine detaillierte Beschreibung des Anpress-systems 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 ausge-legt ist. Der geförderte Volumenstrom ist bis zu einer Drehzahl von 2000 1/min proportional zur Motordrehzahl. Bei höheren Drehzahlen wird er auf ein konstan-tes Niveau von ca. 28 l/min abgeregelt. Durch den konstanten Volumenstrom-verlauf verbraucht die Pumpe weniger Antriebsleistung als eine klassische Zahn-radpumpe. 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 Nkw-Getriebe. Zur leichteren Orientierung ist im folgenden Abschn. 12.2 für die erläuterten Konstruktionen eine laufende Nummer hochgezählt (z.B. 1/ 6-Gang-Nkw-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.- Nr.

Konstruktion Abb.-Nr.

Gänge

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-/Schnellgang-

Getr.

–– –– 6.46

–– –– 5 MT, Abtriebskonstante

–– –– 6.47

–– –– –– MT, Mehr-Gruppen-Getr.

–– –– 6.48–6.50

–– –– –– MT, Windungs-Getr.

–– –– 6.51–6.52



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


2 VW

Eaton TSO-11612 6.55


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


12.2.1 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 Eingangs-drehmomente bis 660 Nm für Lkw der Mittelklasse (110–210 kW) eingesetzt.

Das besondere Merkmal dieses Getriebes besteht in der Erweiterungsmöglich-keit 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 Kon-stante High = Schnellfahrt). Die Getriebewellen sind in Kegelrollenlagern und in Zylinderrollenlagern gelagert.

Die Synchronisierung des 1. und 2. Gangs ist als Doppelkonus-Synchronisie-rung ausgeführt. Dadurch wird die erforderliche Schaltkraft reduziert. Der Rück-wärtsgang wird unsynchronisiert über eine Klauenkupplung geschaltet. Alle ande-ren 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 angebrach-tes Vorsteuerventil vom Fahrer betätigt.

Der am rechten Ende der Splitstufenschaltstange angeordnete elektrische Schal-ter 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 Schalt-finger 6 zu erkennen. Durch eine axiale Verstellbewegung entlang seiner Dreh-achse 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.


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 Schalt- stange; 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 Abtriebs-flansch sitzt die Schneckenverzahnung 8 des Tachoantriebs. Die am abtriebs-seitigen 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 Vorgele-gewelle eine optionale Ölpumpe 7, die die antriebsseitigen Lager mit Schmieröl versorgt und bei Bedarf das Getriebeöl durch einen separaten Ölkühler pumpt.


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 4-Gang-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 nachein-ander 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 Planeten-satz 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 Crawler-Übersetzung wird nur zusammen mit geschalteter Rangegruppe verwendet.

Abb. 12.34. 9-Gang-(4 x 2 + Crawler)-Nkw-Getriebe ZF 9 S 109 in Direktgang-Aus- führung, Räderschema und Leistungsflüsse Abb. 6.53. 1 Anschluss für die Drehwellen- fernschaltung; 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


Die Getriebewellen sind in Kegelrollen- und Rillenkugellagern gelagert. Die Kopplung der Zentralwellen der Planetenstufe (Sonne, Hohlrad, Steg) untereinan-der 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-Synchroni-sierungen. 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 betä-tigt. 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 er-höht. 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 2-Gang-Split- und einer nachgeschalteten 2-Gang-Rangegruppe, s. auch das Getrie-beschema Abb. 6.54. Abbildung 12.35 zeigt das Getriebe in Direktgang-Ausführung. 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 Wellen-durchbiegung gering zu halten. Danach folgen die Radpaare der 2. und 3. Gang-stufe. Der 4. Gang ist direkt ausgeführt.

In der vorgeschalteten Splitgruppe wird durch die zwei unterschiedlichen Kon-stanten-Radpaare die Gangfolge „verdichtet“, was zur Erhöhung der schaltbaren Gangstufen auf acht führt, s. Abb. 6.49a.


Abb. 12.35. 16-Gang-(2 x 4 x 2)-Nkw-Getriebe ZF 16 S 221, Räderschema und Leistungs- flüsse 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 Über-setzung, 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 Schalt-finger 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 (Schalt-ventil 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, Gleit-flächen etc.) mit Schmieröl versorgt. Das Getriebegehäuse mit integrierter Kupp-lungsglocke ist in Aluminium-Druckguss ausgeführt.

Der Planetenradsatz ist zur Geräuschreduzierung schrägverzahnt. Dabei kommt zur Aufnahme der großen Axialkräfte die aus den schnell laufenden, stationären


Stirnradgetrieben bekannte Druckkamm-Technik zum Einsatz. Eine Druckkamm-Paarung 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]


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 Vorsteuer-ventil 1 wird die jeweilige Splitstellung Low oder High über das Relaisventil 5 vorgewählt und durch Betätigen der Kupplung über das Auslöseventil 7 geschal-tet, 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 Gangstellun-gen 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 ent-sprechende Splitgruppe Low oder High wird mit dem seitlich am Schalthebel angebrachten Vorsteuerventil 1 vorgewählt und durch Betätigen der Kupplung ge-schaltet.

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 direk-ten 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 Schalt-elemente 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 symmetri-schen Belastung in einer Ebene. Hierdurch wird die Belastung in einer Zahnrad-stufe auf zwei Zahneingriffe verteilt und somit die theoretisch auftretende Pres-sung halbiert. In der Praxis konnten die Zahnbreiten um 40 % verringert werden. Dies bringt die gewünschte Verkürzung der Baulänge auf Kosten einer Verbreite-rung des gesamten Getriebes.


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 Schräg-verzahnung nicht in Frage. Das Geräuschverhalten der Geradverzahnungen wird durch hohe Überdeckungsgrade und Hochverzahnung verbessert.

Alle Gänge, mit Ausnahme der reibsynchronisierten Splitstufen, sind klauen-geschaltet. Die Splitstufen werden pneumatisch geschaltet. Das Getriebe verfügt über eine mit der Getriebeeingangswelle verbundene Getriebebremse. Sie ermög-licht schnelle Hochschaltungen. Dazu wird die Drehzahl der Getriebeeingangs-welle stark abgebremst, um einen schnellen Eingriff der Splitgangstufe zu errei-chen. 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 S-Getriebebaureihe, Abb. 12.38. Wesentliches Merkmal dieser Getriebe in Drei-Gruppenbauweise ist die Ausführung aller drei Gruppen mit zwei Vorgelege-wellen. Siehe hierzu auch das Getriebeschema in Abb. 6.56.


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 Handschalt-getriebe durch entsprechende Anfahr- und Betätigungselemente automatisiert werden.

Alle Hersteller von Nkw bzw. Nkw-Getrieben bieten automatisierte Schalt-getriebe 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].


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 Hand-schalt- als auch bei der automatisierten Getriebeausführung. Durch die vollauto-matisierte 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 Kom-pensation der Kupplungskraft durch eine Druckfeder. Sie übernimmt die Haupt-ausrückarbeit.

Abb. 12.39. Automatisiertes 6-Gang-Schaltgetriebe ZF eTronic 6 AS 380 VO mit elektro- mechanischer Schaltung, Räderschema und Leistungsflüsse Abb. 6.58. 1 Getriebeein- gangswelle (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 Abtriebsdrehzahl- sensor; 9 Getriebekabelbaum; 10 Anschluss für Nebenabtrieb [12.71]


Aufgrund der vorliegenden Ausrückübersetzung (Kupplungssteller–Ausrück-gabel–Ausrücklager) kann die Kupplungsbetätigung mit einem klein dimensio-nierten Elektromotor erfolgen. Er gleicht nur die Reibungsverluste des Kupp-lungsausrücksystems 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 Elekt-romotoren: einen für den Wähl- und einen für den Schaltvorgang. Beide Elektro-motoren 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 ange-ordnet, 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-Kommu-nikation mit dem Fahrzeug. Mittels Getriebeabtriebsdrehzahlsensor 8 wird die aktuelle Drehzahl/Geschwindigkeit des Fahrzeugs abgefragt und der elektro-nischen 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 Getriebe-systemen 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 Klauen-getriebe mit 16 Vorwärts- und 2 Rückwärtsgängen sowie einer elektro-pneu-matischen 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 Zwei-Pedal-System führt zur Vereinfachung der Getriebebedienung und damit zur Fahrerentlastung.


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 Ölpumpen- welle; 8 Schaltzylinder Rangegruppe; 9 Kolbenstange; 10 Schaltschwinge Rangegruppe; 11 Schiebemuffe Rangegruppe; 12/13/14 Schiebemuffe Hauptgetriebe; 15/16/17 Schalt- schwinge 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 Drehzahl-anpassung während des Hochschaltvorganges erfolgt über eine elektro-pneumatisch 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 Synchronvor-gang im Hauptgetriebe II über eine Drehzahlerhöhung des Verbrennungsmotors realisiert.

Die Ölpumpe 6 ist über eine Welle 7 direkt mit dem hinteren Ende der Vorge-legewelle 3 verbunden, so dass sie entsprechend mit einer der Motordrehzahl und der Splitgruppenübersetzung proportionalen Drehzahl umläuft. Sie versorgt einer-seits 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 ent-sprechendem Druckniveau speisen kann.


Das Getriebe wird mit einer so genannten PowerShift-Schaltung – einer elektro-pneumatischen automatisierten Schaltung – betätigt. Diese Schaltung ist die Nach-folge 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 Planetenrad-satzes 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 Schiebe-muffen 12, 13, 14 des Hauptgetriebes können auf diese Weise mit nur zwei pneu-matischen Zylindern betätigt werden. Um ein gleichzeitiges Einlegen zweier Gänge zu vermeiden, sind die Gänge des Hauptgetriebes mechanisch gegeneinan-der gesperrt. Ein weiterer Stellzylinder betätigt pneumatisch über einen Ausrück-hebel 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 „Intelli-genz“ für den Ablauf des getriebeinternen Schaltvorganges (Zusammenspiel Fahr-zeug–Kupplung, Betätigung der Schiebemuffen, Vorgelegewellenbremse etc.) abgelegt. Der eigentliche Schaltbefehl in Abhängigkeit vom Fahrerverhalten (Fahrpedalzustand) und von der aktuellen Fahrsituation wird von der übergeord-neten Fahrzeugregelung an die TCU weitergeleitet. Während des Schaltvorgangs werden zur Überwachung des Synchronvorgangs die Drehzahlen der Vorgelege-welle (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 abge-fragt 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-Gruppen-Bauweise 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 Synchron-getriebe 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.


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 Getriebe- eingangswelle; 2 Vorgelegewelle I; 3 Vorgelegewelle II; 4 Hauptwelle; 5 Getriebe- bremse; 6 Abtriebswelle

In Abb. 12.41 ist für die ZF AS-Tronic-Baureihe beispielhaft das 16-Gang-Getriebe 16 AS 2230 TD in Direktgang-Ausführung dargestellt. Das zugehörige Räderschema wird in Abb. 6.60 gezeigt. Das zulässige Getriebeeingangsdreh-moment 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 Leistungsauf-teilung von der Getriebeeingangswelle 1 über die Konstanten KL bzw. KH auf beide Vorgelegewellen 2 und 3 vorgenommen. Die Rückführung der Leistungs-teilung auf die Hauptwelle 4 wird im Hauptgetriebe im jeweils geschalteten Gang vollzogen. Danach wird die Leistung über die nachgeschaltete Planeten-Rangegruppe 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 Hochschaltvor-gängen erfolgt über die an der Vorgelegewelle 3 angebrachte Getriebebremse in Lamellenausführung 5. Die Split- wie auch die Rangegruppe sind voll synchroni-siert [12.53]. Das aus Aluminium-Druckgusslegierung bestehende Getriebe-gehäuse ist dreiteilig und weist eine integrierte Kupplungsglocke auf.


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 Split- gruppe; 3 Schaltzylinder für Hauptgetriebe; 4 Schaltzylinder für Rangegruppe; 5 Schalt- stangen 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 Schalt-zylindern 2, 3 und 4 für jede Getriebegruppe sowie den dazugehörigen Schalt-stangen 5 und Schaltgabeln zusammen. Der Schaltzylinder 2 betätigt die Split-gruppe, 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 Ausrück-lager 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 Getriebe-steuerung steuert betriebs- und situationsabhängig die Kupplungsbewegung ent-sprechend 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 Steuer-software jederzeit die aktuelle Information über den Verschleißzustand des Kupp-lungsbelags zur Verfügung.


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 elektro-nische Getriebesteuerung; 8 Magnetventile, Schaltzylinder und Sensoren; 9 Druck-begrenzungsventil; 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 Getriebe-steuerung (TCU) 7, Abb. 12.43b. Im Getriebesteller sind die Ventile für das Wäh-len, 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 Druckbegrenzungs-ventil 9, das für konstanten Arbeitsdruck sorgt, der Getriebestecker 10 und Fahr-zeugstecker 11 untergebracht [12.13, 12.25, 12.33, 12.53]. Der fahrzeugseitige Stecker ist die Schnittstelle zur Spannungsversorgung und über den Fahrzeug-CAN zu Display, Fahrschalter und Diagnosegeräten. Die Betätigungsenergie wird über den Druckluftanschluss 12 bereitgestellt.


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 Getriebe-steuerung 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 Konso-len-Fahrschalter, Abb. 12.44 oder einem Lenksäulenschalter. Die Betriebsart wird mit einem Drehschalter für die Betriebsarten Neutral, Drive und Rückwärts einge-stellt. 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 Be-triebsart, 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 Kupp-lungs-/Schaltvorgangs. Das max. Bremsmoment beträgt 3200 Nm bei einer auf 500 kW begrenzten Bremsleistung. Siehe dazu auch Abschn. 11.6 „Fahrzeug-dauerbremsen“.

Nebenabtriebe

Bei den AS-Tronic-Getrieben sind motor-, kupplungs- und fahrabhängige Neben-abtriebe 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 Hoch-druckpumpen für Feuerwehrfahrzeuge, Kanalreinigungs- und Saugfahrzeugen, Erdbohrgeräten, Betonmischern und -pumpen eingesetzt.


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 Zweikreissyste-men 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 behan-delt. 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 ZF-Transmatic WSK 400 + 16 S 221 ist eine Kombination aus einer Wandlerschalt-kupplungs-Einheit und einem 16-Gang-Synchrongetriebe aus der Ecosplit-Bau-reihe, Abb. 12.45. Räderschema siehe Abb. 6.61. Bei diesem teilautomatisierten Getriebe legt der Fahrer den gewünschten Gang durch Betätigen eines Schalt-hebels ein. Der Anfahrvorgang erfolgt automatisch ausschließlich über den Wand-ler. Die Trockenkupplung wird nur bei Schaltvorgängen zum Zweck der Zug-kraftunterbrechung fußbetätigt. Das hinter der Wandlerschaltkupplung ange-ordnete 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 Trans-matic 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 Fal-tenbalg 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.


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 Öl- filter; 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 Anfahr-moment 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 elektro-nisch ausgeschlossen.

Der Wandler verfügt über eine Überbrückungskupplung 8. Sie wird über einen ringförmigen Hydraulikkolben 9 geschlossen. Unterhalb der Wandlerüber-brückungskupplung 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 Pri-märretarder 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.


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 Leis-tungsflüsse 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


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 Kran-fahrzeugen, Schwerlast-Zugmaschinen oder Sonder-Offroad-Fahrzeugen mit einem Gesamtgewicht von bis zu 250 t. Die Übersetzung des Overdrive-Getriebe-systems in der ersten Gangstufe beträgt 12,29 und des höchsten Ganges 0,78.

Die WSK-Einheit TC2 (Torque Converter 2: Basisausführung WSK 440) ver-fügt über einen Drehmomentwandler 1, eine Überbrückungskupplung 2 mit Torsi-onsschwingungsdämpfer 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 Eingangs-drehmoments 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 auto-matisch bei definierter Turbinendrehzahl und einem festgelegten Turbinen-/ Motor-Drehzahlverhältnis. Darüber hinaus kann über die Kick-Down-Funktion am Beschleunigungspedal die Steuerung der Wandlerüberbrückungskupplung beein-flusst 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 über-wacht. Übersteigt sie festgelegte Grenzwerte, wird eine Information auf dem Dis-play 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 Vorwärts- und zwei Rückwärtsgänge. Das Getriebe ist in Drei-Gruppen-Bauweise 2 x 3 x 2 ausgeführt. Das 3-Gang-Hauptgetriebe ist klauengeschaltet, während die Split- wie 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 vollautomati-sierte Ausführung der Getriebeeinheit erlaubt mit Hilfe eines Fahrschalters sowohl einen manuellen wie auch einen automatischen Betriebsmodus [12.72].


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-Automat- getrieben im unteren Nkw-Bereich muss im Einzelnen geprüft werden. Das zuläs-sige 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, Verteilerfahr-zeuge, Wohnmobile und Schulbusse der Firma Allison Transmission aus der Bau-reihe 1000/2000/2400 dargestellt. Dieses Getriebe kommt in Nutzfahrzeugen mit einem Gewicht bis 13,6 t, einer Motorleistung bis 250 kW und einem Getriebe-eingangsdrehmoment bis 750 Nm zum Einsatz.

Der Getriebeaufbau ist ähnlich dem eines Pkw-Automatgetriebes in Planeten-bauweise. Die Antriebsleistung des Verbrennungsmotors wird auf das Pumpenrad des Drehmomentwandlers 4 übertragen. Der 2-Leitungs-Wandler weist eine Über-brückungskupplung 2 mit Torsionsdämpfer 3 auf. Das Betätigen der Wandler-überbrückungskupplung erfolgt durch ein pulsweitenmoduliertes Magnetventil (PWM). Die Ölpumpe 6 bildet zusammen mit der Steuerplatte 7 die Ölver-sorgungseinheit des Getriebes. Der Antrieb des Pumpenritzels der Innenzahnrad-pumpe 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 Einfach-Planetenradsätzen. 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.


Abb. 12.47. 5-Gang-Automatgetriebe Allison 2000 für leichte Nkw, Räderschema und Leistungsflüsse Abb. 6.63. 1 Getriebeeingangswelle; 2 Überbrückungskupplung; 3 Tor- sionsdämpfer; 4 Drehmomentwandler; 5 Eingangsdrehzahlsensor; 6 Ölpumpe; 7 Steuer- platte; 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 Automat-getrieben 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 Vorwärts- und 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-


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 Bau-reihe 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-Leitungs- Wandler; 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


Zwischen Wandler und Schaltgetriebe befindet sich der integrierte Primärretarder 5. Durch seine motorseitige Anordnung können insbesondere bei niedrigen Fahr-zeuggeschwindigkeiten hohe Bremsmomente bis beinahe Fahrzeugstillstand erbracht werden. Der Primärretarder wird durch ein elektrisches Proportional-Magnetventil stufenlos gesteuert, das die Schaltimpulse von der elektronischen Getriebesteuerung erhält.

Das eigentliche Schaltgetriebe lässt sich nochmals in zwei Bereiche unterglie-dern: 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 Kupp-lungsträger 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 Lamellenaußenver-zahnung. 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 betä-tigt. Der Kolben der rechten Kupplung 8 liegt am linken äußersten Durchmesser des Kupplungsträgers und wirkt über ein den ganzen Kupplungsträger umschlie-ßendes Blechumformteil auf das auf der gegenüberliegenden Seite befindliche Lamellenpaket.

Abtriebsseitig sind drei Bremsen 9, 10 und 11 und drei einfache Planetenrad-sätze 12, 13 und 14 angeordnet. Die Lamellenpakete der Bremsen mit ihren Betä-tigungskolben 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 Getriebeaus-gang ein Wärmetauscher (nicht in der Abbildung dargestellt) angeflanscht.

Das Ecomat 2-Automatgetriebe weist eine elektro-hydraulische Getriebe-steuerung 16 auf. Die notwendigen Signale kommen vom elektronischen Steuer-gerät (TCU). Die TCU steht in ständiger Kommunikation mit anderen elektro-nischen Steuergeräten des Fahrzeugs. Der Datenaustausch mit der Motorsteuerung ermöglicht optimale Schaltvorgänge durch Motorführung. Aber auch die An-steuerung des Retarders ist in das Motor- und Bremsmanagement des Fahrzeugs eingebunden. So kann die Fahrstrategie an das individuelle Einsatzprofil des Fahr-zeugs angepasst werden. Darüber hinaus erlaubt der Einsatz der CAN-Technologie einfache Diagnose des Getriebesystems [12.15, 12.70].


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 dreh-momentgesteuerten Fahrmotoren an je einen Radkopf angeflanscht sind. Die dreh-momentgesteuerten Fahrmotoren sind als luftgekühlte Asynchronmaschinen (ASM) ausgeführt. Ihr maximales Drehmoment liegt bei 350 Nm bei einer maxi-malen Leistung von 75 kW. Bei maximaler Fahrgeschwindigkeit drehen die Fahr-motoren 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 schräg-verzahnt. Bedingt durch die hohen auftretenden Drehzahlen innerhalb des Rad-nabengetriebes 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 Fahrzeug-plattform die elektrische Antriebsachse EE Drive 1 oder alternativ eine konventio-nell 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


12.2.6 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 einge-setzt, 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 erfor-derliche Gesamtspreizung, die notwendigen Zugkräfte und Wirkungsgrad-forderungen einerseits sowie die zulässigen Beanspruchungen der Getriebe-elemente, 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. leistungs- führende Komponenten im stufenlosen Getriebeteil


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 stufen-los 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 stufen-lose Übersetzungseinstellung oder Fahrtrichtungswechsel entsprechend den Vor-gaben des Fahrers. Die Stufenlosigkeit erlaubt kleinste Fahrgeschwindigkeiten bis 10 m/h und sogar den kraftschlüssigen Stillstand (Getriebeabtriebsdrehzahl = 0), häufig als Geared-Neutral-Betrieb bezeichnet.

Der wesentliche Vorteil der Stufenlosgetriebe in Arbeitsmaschinen wie dem Traktor aber ist, dass die für den Arbeitsprozess optimale Motordrehzahl sowie die gewünschte Fahrgeschwindigkeit unabhängig voneinander und unter Last stufen-los einstellbar sind. Im CAN-Bus-Verbund mit Motor- und Fahrzeugsteuerung sind beliebige übergeordnete Kontrollstrategien für den Traktoreinsatz darstellbar, wie beispielsweise leistungsoptimiertes oder kraftstoffsparendes Fahren, Tempo-matfunktion etc.) [12.20, 12.52].

12.3 Endantriebe

In Abschn. 6.8 werden die Endantriebe von Fahrzeugtriebsträngen systematisch behandelt und Basiskonzepte dargestellt. Bei den nun folgenden Konstruktions-beispielen geht es darum, die Konzepte durch Erläuterung ihrer Umsetzung zu vertiefen. Während sich aktuelle Entwicklungen stark mit verbessernden Details beschäftigen [12.44, 12.49], soll nachfolgend der Schwerpunkt auf grundlegenden Themen liegen. Somit werden bewusst auch historische Konstruktionen behandelt. Der Vollständigkeit halber sind zu den Beispielen die in Abschn. 6.8 verwendeten Räderschemata wiedergegeben.

12.3.1 Pkw-Achsgetriebe

Beispiele für integrierte Pkw-Achsgetriebe sind in den Abschn. 12.1.1–12.1.6 dar-gestellt. Aus der Vielzahl von ausgeführten Konstruktionen werden folgende End-antriebe vorgestellt:

• Stirnradachsantrieb, Abb. 12.51, • Kegelradachsantrieb, selbständige Baugruppe mit Hypoidantrieb, Abb. 12.52,

12.3 Endantriebe 555

• Kegelradachsantrieb, im Achsgetriebegehäuse integriert, Abb. 12.53 und • Schneckenradachsantrieb, Abb. 12.54.

Als Beispiel für den Stirnradachsantrieb ist in Abb. 12.51 der Achsantrieb des Opel Kadett D (Bj. 1984) dargestellt. Das Drehmoment wird von der Abtriebs-welle des Schaltgetriebes 1 mittels einer schrägverzahnten Stirnradstufe 2 auf den Korb des Differentialgetriebes 3 übertragen. Stirnrad und Differentialgetriebekorb sind über eine Verschraubung miteinander verbunden.

Als repräsentatives Beispiel für ein Fahrzeug mit Kegelradachsantrieb ist in Abb. 12.52 das Achsgetriebe der Mercedes-Benz Mittelklasse W 124 (Bj. 1988) dargestellt. Das Antriebsmoment wird von der Kardanwelle über eine elastische Kupplung in das Achsgetriebe eingeleitet. Die Lagerung der Antriebsritzelwelle und des Differentialkorbs erfolgt über Kegelrollenlager.

Ausgleichskegelräder und die Flansche zum Anschluss der Gelenkwellen zu den Hinterrädern sind gleitgelagert. Der Abtrieb erfolgt über Gelenkwellen mit homokinetischen Gelenken. Die Übersetzung beträgt in diesem Beispiel iE,A = 3,07. Das Tellerrad hat einen Durchmesser von dm = 185 mm.

In Abb. 12.53 ist das Achsgetriebe des Porsche 911 abgebildet. Es ist an das Schaltgetriebe angeblockt und besitzt einen spiralverzahnten Kegeltrieb.

Ein typischer Vertreter für den Schneckenradantrieb ist der Peugeot 404. In Abb. 12.54 ist dessen Achsantrieb dargestellt. Im hier vorliegenden Fall erfolgt die Lagerung der Schneckenwelle 1 über Schrägkugellager 2. Der Differentialkorb 3 ist zur Aufnahme des Schneckenrads 4 zweigeteilt ausgeführt. Der Drehzahlaus-gleich zwischen den Rädern erfolgt über das im Differentialkorb angeordnete Ke-gelraddifferential 5. Ausgleichskegelräder und Achskegelräder sind gleitgelagert.

Abb. 12.51. Stirnradachsantrieb für Fahrzeuge mit quer eingebautem Motor, Opel Kadett Bj. 1984. 1 Abtriebswelle; 2 Stirnradstufe; 3 Differentialgetriebekorb


Abb. 12.52. Beispiel für ein Achsgetriebe als selbständige Baugruppe für Standardantrieb oder Allradantrieb, Mercedes-Benz Mittelklasse W 124 Bj. 1988

Abb. 12.53. An das Getriebe direkt angeflanschter Kegelradachsantrieb mit Spiral- verzahnung (Porsche 911). 1 Abtriebswelle; 2 Flansche für Gelenkwellen; 3 spiral- verzahnter Kegeltrieb; 4 Differentialbolzen; 5 Differentialgetriebekorb


Abb. 12.54. Achsgetriebe des Peugeot 404 mit Schneckenradantrieb. 1 Schneckenwelle; 2 Schrägkugellager; 3 Differentialgetriebekorb; 4 Schneckenrad; 5 Kegelraddifferential

12.3.2 Nkw-Achs- und Nabengetriebe

Aus den im Abschn. 6.8.2 beschriebenen Achs- und Nabengetrieben lässt sich eine Vielzahl möglicher Achsbauformen zusammenstellen [12.30, 12.39, 12.41]. Bei Nkw wird bei Vorhandensein eines Nabengetriebes anstatt Achsgetriebe gelegent-lich auch der Begriff Mittelgetriebe verwendet. Vier häufig eingesetzte Trieb-achsen in Nkw sind:

1/ Achse mit einfacher Übersetzung, Abb. 12.55, 2/ Zweigangachse, Abb. 12.56, 3/ Ritzelachse (Portalachse), Abb. 12.57, 4/ Außenplanetenachse, Abb. 12.58.

Diese Achsbauformen werden im Folgenden beschrieben.

1/ Achse mit einfacher Übersetzung

Im Allgemeinen werden diese Achsen in leichten bis mittelschweren Nutzfahr-zeugen verwendet. Es sind hierbei Übersetzungen bis etwa i E = 7,0 möglich. Eine Anhebung der Übersetzung oder der Leistungskapazität wäre mit einer Tellerrad-vergrößerung verbunden. Dadurch würde sich die Bodenfreiheit unter dem Achs-getriebe weiter verringern.

Bei großen zu übertragenden Leistungen und Momenten bedeutet eine hohe Übersetzung im Achsgetriebe, dass sämtliche danach folgenden Teile den gestie-genen Momenten angepasst werden müssen, was letztlich einer gewichtssparen-den Konstruktion und dem Streben nach geringen ungefederten Massen wider-spricht. Abbildung 12.55 zeigt die einfach übersetzte Achse HL 2/11 von Mercedes-Benz.

Wegen der hohen Axial- und Radialkräfte der hypoidverzahnten Kegelräder wird das Ritzel 1 beidseitig gelagert. Es werden Kegelrollenlager 2 in O-Anord-nung mit möglichst großem Berührungswinkel eingesetzt. Als Stützlager wird ein Zylinderrollenlager 3 verwendet. Das einstellbare Druckstück mit Gleitstein 4 verhindert, dass sich das Tellerrad 5 unter Last zu stark verformt. So kann die volle Tragfähigkeit der Kegelräder ausgenutzt werden.


Abb. 12.55. Achse mit einfacher Übersetzung, Mercedes-Benz HL 2/11, Achsgetriebe um 90° gedreht dargestellt. 1 Ritzel; 2 Kegelrollenlager; 3 Zylinderrollenlager; 4 Gleitstein; 5 Tellerrad

Abb. 12.56. Zweigangachse, Mercedes-Benz HL5/2Z-10. Prinzipskizze oben: Übersetzung geschaltet. Prinzipskizze unten: Übersetzung nicht geschaltet. Achsgetriebe 90° gedreht


2/ Zweigangachse (Two-Speed Axles)

Bei Nkw mit einer angetriebenen Achse und großen geforderten Endübersetzun-gen, vornehmlich Bussen, wird der in Abb. 12.56 dargestellte Achstyp ange-troffen. Die Achse entspricht weitgehend der einfach übersetzten Ausführung. Für die größere Übersetzung wird zusätzlich eine Stirnradstufe oder ein im Tellerrad liegendes Planetengetriebe zugeschaltet. Dadurch ist eine Erweiterung der End-übersetzung bis etwa i E,A = 9,0 möglich. Durch diese Bauart können einige der Nachteile der Achse mit einfacher Übersetzung ausgeglichen werden. Bedingt durch die hohen Trägheitsmomente des Antriebsstrangs ergeben sich bei zu großen Übersetzungsänderungen Probleme mit der Schaltbarkeit.

3/ Ritzelachse (Portalachse)

Im Gegensatz zu den vorher beschriebenen Achsausführungen wird das Antriebs-moment nicht nur im Achstrieb, sondern auch in den Nabengetrieben erhöht, Abb. 12.57. Das Achsgetriebe und die Achswellen können durch die Aufteilung der Übersetzung kleiner ausgeführt werden. Dadurch wird selbst bei hohen Leistungen eine ausreichende Bodenfreiheit erreicht. Der Stirnradantrieb liegt in den meisten Fällen innerhalb der Bremsen. Dadurch muss die Bremstrommel sehr groß werden.

Abb. 12.57. Ritzelachse (Portalachse) AU 2/2S-2,6 des Unimog 407 als Lenktriebachse. Achsgetriebe um 90° gedreht dargestellt


Bei einer weiteren Leistungsaufstockung würde es schwierig werden, mit dem einzigen Zahneingriff des Stirnradgetriebes die relativ großen Kräfte zu über-tragen. Es müsste auch eine entsprechend aufwendige Lagerung der Zahnräder vorgesehen werden. Abbildung 12.57 zeigt die Ritzelachse (Portalachse) des Unimog von Mercedes-Benz als einen typischen Vertreter dieser Achsbauform. Durch das schrägverzahnte Radnabengetriebe ist die maximal mögliche Über-setzung in der Radnabe auf i E,N,max ≈ 2,5 beschränkt. Eine Verbesserung bei der Übertragung von großen Kräften bringt eine Innenverzahnung mit dem Nachteil einer geringeren Bodenfreiheit. Siehe dazu auch Abb. 6.73c.

4/ Außenplanetenachse

Bei der Außenplanetenachse wird das Drehmoment ebenfalls erst am Rad auf-gebaut, wo es unmittelbar in Zugkraft umgesetzt wird. Dies bietet eine Reihe von Vorteilen. Der Achstrieb kann wie bei der Ritzelachse (Portalachse) relativ klein gehalten werden, was eine große Bodenfreiheit mit sich bringt. Das Planeten-getriebe liegt außerhalb der Radbremse. Damit entstehen keine Probleme bei der Auslegung der Bremse. Die zu übertragende Leistung verteilt sich im Planeten-getriebe auf mehrere Zahneingriffe (bis zu 5 Planetenräder). Dies ermöglicht eine kompakte Bauweise dieser Radgetriebe. Geringe Wälz- und Gleitgeschwindig-keiten an den Zahnflanken bewirken einen hohen Wirkungsgrad. Die Möglichkeit zur schwimmenden Lagerung ergibt sich durch den Ausgleich der statischen Kräfte innerhalb des Planetengetriebes. Mit der Außenplanetenachse kann nahezu jede gewünschte Übersetzung ohne Probleme realisiert werden. Abbildung 12.58 zeigt eine Außenplanetenachse der ZF.

Abb. 12.58. Außenplanetenachse mit Stirnradplanetengetriebe, ZF. Achsgetriebe um 90° gedreht dargestellt


12.3.3 Differentialgetriebe und Sperrdifferentiale

Nach Abschn. 6.8.3 lassen sich die Differentialgetriebe in Verteilergetriebe (Längsverteilung von Drehzahl und Drehmoment) und Ausgleichsgetriebe (Quer-verteilung) einteilen. Aus einer Vielzahl ausgeführter Konstruktionen werden im Folgenden Beispiele für Differentialgetriebe und Sperrmöglichkeiten erläutert. Nachfolgend werden folgende Differentialgetriebe und Sperrdifferentiale vor-gestellt:

1/ Kegelraddifferential, Abb. 12.59, 2/ Selbstsperrdifferential mit Lamellenkupplungen, Abb. 12.60, 3/ Selbstsperrdifferential mit Schneckenrädern (TORSEN), Abb. 12.61 und 4/ Selbstsperrdifferential mit Fluidkupplung, Abb. 12.62.

1/ Kegelraddifferential

Hinterachsgetriebe, wie das in Abb. 12.59 gezeigte, werden in praktisch allen Fahrzeugen mit Längsmotor und Heckantrieb (Standardantrieb) verwendet. Das über den Kegelradachsantrieb 1 eingeleitete Drehmoment wird über den Differen-tialkäfig 2 und den Differentialbolzen 5 auf die Ausgleichskegelräder 3 und von dort auf die Achskegelräder 4, die verdrehfest mit den Achswellen 6 verbunden sind, übertragen.

Abb. 12.59. Nicht sperrendes Opel-Hinterachsdifferential. 1 Kegelradachsantrieb; 2 Differentialkäfig; 3 Ausgleichskegelräder; 4 Achskegelräder; 5 Differentialbolzen; 6 Achswellen


Bei Geradeausfahrt laufen der Differentialkäfig 2, die Achskegelräder 4, die Achswellen 6 sowie die Ausgleichskegelräder 3 im Inneren des Käfigs als Block um. Zwischen dem Differentialbolzen 5 und den darauf gelagerten Ausgleichs-kegelrädern ergibt sich keine Relativbewegung. Bei Kurvenfahrt muss sich eine Achswelle schneller drehen als die gegenüberliegende. Achskegelräder und Aus-gleichskegelräder wälzen aufeinander ab. Der Drehzahlausgleich zwischen den Rädern kann stattfinden.

2/ Selbstsperrdifferential mit Lamellenkupplungen

Die Sperrwirkung eines Selbstsperrdifferentials mit Lamellenkupplung beruht auf der drehmomentabhängigen inneren Reibung, die in zwei im Differentialkäfig symmetrisch angeordneten Lamellenkupplungen erzeugt wird. Die Selbstsperrung ergibt sich aus einer Kombination von Lastabhängigkeit und Federbelastung der Lamellenkupplungen. Die lastabhängige Sperrwirkung, Abb. 12.60 oben, beruht darauf, dass das in den Differentialkäfig 1 eingeleitete Antriebsmoment T1 über den Differentialbolzen 2 auf zwei Druckringe 3 übertragen wird, die verdrehfest, aber axial verschiebbar im Differentialkäfig 1 angeordnet sind. Unter Last ent-stehen an den Flächen der prismenförmigen Aussparungen 8 in den Druckringen, siehe Detail in 12.60, selbsttätig Sperrkräfte, die die Kupplungslamellen zusam-menpressen. Die Außenlamellen 4 sind verdrehfest mit dem Differentialkäfig 1, und die Innenlamellen 5 sind verdrehfest mit den Achskegelrädern 6 verbunden.

Abb. 12.60. Sperrdifferential mit vorgespannten Lamellenkupplungen, Lok-O-Matic. Oberer Halbschnitt: Differential ohne Vorspannung. Unterer Halbschnitt: Differential mit Vorspannung. 1 Differentialkäfig; 2 Differentialbolzen; 3 Druckringe; 4 Außen- lamellen; 5 Innenlamellen; 6 Achskegelräder; 7 Tellerfedern; 8 Aussparungen


Dadurch setzt der Reibschluss zwischen den Lamellen unterschiedlichen Dreh-geschwindigkeiten der Achswellen, etwa beim Durchdrehen eines Rads, einen genau definierten Widerstand entgegen. Diese Wirkung verstärkt sich mit zuneh-mendem Antriebsmoment. Da die Sperrkräfte dem übertragbaren Moment propor-tional sind, passt sich die Sperrwirkung, nicht aber der Sperrwert, dem veränder-lichen Motormoment und auch der Drehmomentsteigerung in den verschiedenen Gangstufen an. Siehe dazu auch in Abschn. 6.8.3, Ziffer 3/ „Der Sperrwert“.

Die zur Vorspannung der Lamellenkupplung einbaubaren Tellerfedern 7 (in der unteren Hälfte von Abb. 12.60 dargestellt) erzeugen eine vom übertragbaren Moment unabhängige, konstante Initialsperrwirkung, die aber gelegentlich durch Knarrgeräusche auf sich aufmerksam macht. Man erreicht so eine Sperrbereit-schaft auch bei extrem ungünstigen Fahrbahnzuständen wie z.B. einem auf Glatt-eis stehenden Rad. Trotzdem bleibt der Nachteil bestehen, dass ein solches Diffe-rential immer ein schlupfabhängiges Grundsperrmoment aufweist. Dies ist u.a. beim Einparken und bei schlupffreier Kurvenfahrt unerwünscht.

Die momentenabhängige Anpresskraft kann auch durch die Verzahnungs-spreizkräfte des Kegelraddifferentials als ausschließliches Mittel zur Anpressung verwendet werden. Diese Anpresskräfte sind etwa um einen Faktor 3 kleiner als die mit Druckringen erreichbaren. Weiterhin ist der Nachteil zu beachten, dass sich während des Selbstsperr- bzw. Ausgleichsvorgangs die Zahngeometrie der Kegelräder negativ verändert, weil die anzupressenden Reibungskupplungen nicht spielfrei sein dürfen.

In Verteilergetrieben werden auch unsymmetrische Selbstsperrdifferentiale dieser Bauart mit nur einer Lamellenkupplung eingesetzt.

3/ Selbstsperrdifferential mit Schneckenrädern (TORSEN)

Anhand Abb. 12.61 wird Aufbau und Funktion des Selbstsperrdifferentials mit Schneckenrädern, bekannt unter dem Namen TORSEN-Verteilerdifferential, beschrieben. TORSEN steht für „torque sensing“ oder „drehmomentfühlend“.

Das Antriebstellerrad 1 ist mit dem Differentialgehäuse 2 verbunden. Die sechs Schneckenräder 3 sind tangential im Gehäuse auf Bolzen gelagert und frei beweg-lich. Sie stützen sich stirnseitig gegen das Gehäuse ab. Die Schneckenräder tragen an jeder Stirnseite verdrehfest eine Stirnradverzahnung 4. Die Stirnradverzah-nungen benachbarter Schneckenräder stehen im Eingriff, ebenso kämmen je drei Schneckenräder einer Getriebehälfte mit je einer von zwei Schnecken 5. Durch die symmetrische Anordnung der Schneckenräder zu den Schnecken werden diese radial zentriert. Axial können sich die Schnecken im Gehäuse oder an ihrer gemeinsamen Anlagefläche abstützen. Die Schnecken sind hohl ausgeführt und tragen innen eine Verzahnung, in die die Abtriebswellen 6 eingesteckt werden.

Bei Geradeausfahrt und guter Bodenhaftung beider Räder dreht sich das Diffe-rential als Block um. Das Eingangsmoment stützt sich in der Stirnradverzahnung der Schneckenräder ab. Bei Kurvenfahrt oder erhöhter Durchdrehneigung eines Rads kann über die Stirnradverzahnungen ein Rollausgleich erfolgen. Da aber hierbei alle Bauteile Relativdrehzahlen zueinander aufweisen und auch unter Last stehen, entstehen an allen Reibstellen Verluste.


Abb. 12.61. Selbstsperrdifferential mit Schneckenrädern, TORSEN. 1 Antriebs- tellerrad; 2 Differentialgehäuse; 3 Schneckenräder; 4 Stirnradverzahnung; 5 Schnecken; 6 Abtriebswellen

Die Verluste in den Schneckenradpaarungen beruhen auf dem Effekt, dass Umfangskräfte an Schneckenrädern durch die Reibung in den Schneckenver-zahnungen an einer Schnecke verstärkt, an der anderen abgeschwächt werden.

Dadurch stellt sich eine ungleichmäßige Momentenverteilung auf die beiden Abtriebsseiten ein, die durch die Reibung in den Anlaufflächen der Schnecken noch verstärkt wird. Die Summe aller Verlustmomente ist gleich dem Sperr-moment. Ein Rollausgleich ohne Last oder ohne gleichzeitigen Aufbau des von der Konstruktion abhängigen Grundsperrwerts ist also nicht möglich.

Der prinzipielle Grundsperrwert dieses Getriebes liegt bei 20 %. In der Praxis stellt sich durch Reibung verschiedener Bauteile zum Differentialgehäuse ein höherer Sperrwert als 20 % ein. Zum Erreichen von Sperrwerten über 60 % wird zusätzlich eine absichtliche Fehlanpassung der Verzahnungen von Schnecken und Schneckenrädern verwendet.

Zum Aufbau der Sperrwirkung benötigt dieses Getriebe sowohl eine Differenz-drehzahl zwischen den Abtriebswellen als auch ein positives Antriebsmoment. Bei Wegnahme der Last ist die Sperrwirkung augenblicklich aufgehoben. Fahrzeuge mit diesem Differential sind deshalb uneingeschränkt ABS-tauglich.

4/ Selbstsperrdifferential mit Fluidkupplung

Ein Visko-Selbstsperrdifferential besteht aus den Bauteilen eines konventionellen Differentials und zusätzlich einer Flüssigkeits-Reibungskupplung. Diese ist als vollkommen abgeschlossenes, ringzylindrisches Bauteil ausgeführt und beinhaltet Innen- und Außenlamellen sowie die Arbeitsflüssigkeit, ein Silikonöl hoher Viskosität.


Abb. 12.62. Selbstsperrendes Stirnraddifferential mit Viskokupplung. 1 Sonnenrad; 2 Planetenradträger; 3 Planetenräder; 4 Hohlrad; 5 Außenlamellen; 6 Außenlamellen- träger; 7 Innenlamellen; 8 Innenlamellenträger; 9 Gehäuse

In dem in Abb. 12.62 dargestellten Beispiel mit Stirnraddifferential sind die Außenlamellen 5 verdrehfest im Außenlamellenträger 6 gelagert, der mit dem Planetenradträger 2 bzw. der darin eingesteckten rechten Achswelle verbunden ist. Die Planetenräder 3 sind im Planetenradträger auf Bolzen verdrehbar gelagert. Die Innenlamellen 7 sind verdrehfest im Innenlamellenträger 8 gelagert, der mit dem Sonnenrad 1 bzw. mit der darin eingesteckten linken Achswelle verbunden ist. Der Antrieb erfolgt über das Gehäuse 9 mit integriertem Hohlrad 4. Andere ausge-führte Getriebe weisen die Kupplung auch zwischen der Antriebs- und einer Abtriebswelle auf.

Bei einem durchrutschenden Antriebsrad oder bei Kurvenfahrt entsteht zwischen den beiden Achswellen, somit also zwischen der Sonnenradwelle und dem Planetenradträger, eine Relativbewegung. Die Planetenräder 3 wälzen auf-einander, im Hohlrad und auf dem Sonnenrad ab. Da diese Relativbewegung auch zwischen den Innen- und Außenlamellen auftritt, wird die Arbeitsflüssigkeit der Kupplung auf Scherung beansprucht, woraus sich ein viskoser Widerstand gegen die Ursache, die Drehzahldifferenz, ergibt. Die Höhe dieses Widerstandsmoments ist von der Differenzdrehzahl abhängig. Es wirkt bremsend auf das schneller drehende Rad und erhöht dadurch das Moment auf das Rad mit der besseren Bodenhaftung.

Das auftretende viskose Bremsmoment hängt ausschließlich von der Drehzahl-differenz zwischen den Abtriebswellen ab. Die bei länger andauernder Belastung eintretende Erwärmung sorgt für einen Druckaufbau im Inneren der Kupplung. Dieser Druck presst einzelne sich berührende Innen- und Außenlamellen stärker aneinander an, so dass die Arbeitsflüssigkeit aus dem Raum zwischen den betrof-fenen Lamellen verdrängt wird. Der sich dann einstellende Reibschluss lässt die


Kupplung in ein starres Bauteil übergehen, der nun vorhandene Sperrwert von 100 % bleibt auch bei geringer werdender Drehzahldifferenz erhalten. Dieser Vorgang wird „Hump-Effekt“ genannt, weil er sich als Buckel (engl. Hump) in der Drehzahl-/Bremsmomentkurve einer Viskokupplung darstellt.

Ein solches Differential arbeitet rein differenzdrehzahlabhängig. Dies hat zur Folge, dass je nach Auslegung der Kupplung, in engen Kurven auch ohne Last, unerwünschte Verspannungen im Antriebsstrang auftreten können. Andererseits greifen solche Differentialbremsen sehr weich und erreichen bei Bedarf trotzdem sehr hohe Sperrwerte bis zu 100 %.

12.4 Allradantriebe, Verteilergetriebe

Aus dem weiten Feld der Pkw- und Nkw-Allradantriebsstränge sollen folgend die Pkw-Allradantriebe herausgegriffen werden. Dabei stehen nicht die aktuellsten Ausführungen im Vordergrund, sondern die Basiskonzepte. Auf dem Markt exis-tiert eine große Anzahl unterschiedlicher Allradantriebe. In Abschn. 6.1.3 „Pkw mit Allradantrieb“ sind die Systematik und wesentliche Kennzeichen der Allrad-antriebe ausgeführt.

Im Folgenden werden ausgewählte Teile des Allradantriebs exemplarisch ge-zeigt, Tabelle 12.3.

Tabelle 12.3. In Abschn. 12.4 vorgestellte Allrad- und Verteilergetriebe

Lfd.-Nr. Kennzeichen Getriebebezeichnung Abb. Nr. 1/

Handschaltgetriebe mit Power-Take-Off

Fiat Panda 4x4 Power-Take-Off: Getrag PTU735

12.63

2/

Handschaltgetriebe mit Verteiler- und Vorder- Achsgetriebe

Audi Quattro Handschaltgetriebe ML450-6Q (Getrag 466)

12.64

3/

Automatgetriebe mit Verteiler- und Vorder- achsgetriebe

Audi Quattro Automatgetriebe AL420-6Q (ZF 6 HP 19A)

12.65

4/

Kupplungsgeregelter Allradantrieb

VW Golf R32 4Motion Handschaltgetriebe MQ 350-6 mit Power-Take-Off VAA 350 Hinterachsmodul HAA 350

12.66

12.67

5/

Verteilergetriebe mit Reduktionsstufe

Mercedes-Benz G-Modell Verteilergetriebe MB VG 150

12.68

6/

Verteilergetriebe mit Zahnradvorgelege

BMW 3er / 5er 4x4 Verteilergetriebe MP-3010G-ATC

12.69

7/

Verteilergetriebe mit Kettenvorgelege

Landrover Discovery Verteilergetriebe MP-2624-ITC

12.70

8/

Allradantrieb mit freier Momentenaufteilung

Honda SH-AWD™

12.71

12.4 Allradantriebe, Verteilergetriebe 567

1/ Allradgetriebe Fiat Panda 4x4 / Getrag PTU735

Bei dem in Abb. 12.63 dargestellten Getriebe handelt es sich um das 5-Gang-Handschaltgetriebe des Fiat Panda 4x4 in Allradausführung. Dieses einstufige Getriebe in Front-Quer-Bauform ist mit dem der Frontantriebsvariante identisch, wobei zum Antrieb der Hinterachse der Power-Take-Off (PTO) Getrag PTU735 an das Getriebe angeflanscht wird.

Im Gegensatz zum System 4MOTION von VW, Abb. 12.66, besitzt dieser PTO eine Nebenwelle 1, die von einem zusätzlich auf dem Differentialkäfig 2 ange-brachten Zahnrad 3 angetrieben wird und über eine Kegelradstufe 4 mit Hypoid-verzahnung das Antriebsmoment an die Hinterachse leitet. Die Momentenver-teilung zwischen der Vorder- und Hinterachse übernimmt eine Viskokupplung, die am Hinterachsgetriebe angebracht ist.

Abb. 12.63. Handschaltgetriebe mit Power-Take-Off des Fiat Panda 4x4. 1 Nebenwelle; 2 Differentialkäfig; 3 Antriebsrad des PTO; 4 Winkeltrieb des PTO; 5 Achsflansch Vorderachse; 6 Abtriebsflansch Hinterachse


Diese Konstruktion erlaubt mit Hilfe der Achsversatze von Nebenwelle und Hypoidverzahnung eine platzsparende Unterbringung im Motorraum des Fahr-zeugs und wird häufig verwendet, wenn der Abstand zwischen der Differential-achse und dem Motorblock gering ist. Dieses Maß ist bei der Auslegung konven-tioneller Winkeltriebe oft kritisch, da durch dieses Maß der Tellerraddurchmesser begrenzt wird.

2/ Allradgetriebe mit Torsen-Differential; Audi Quattro Handschaltgetriebe ML450-6Q

Bei den Audi-Modellen A4, S4 und A6 (Modelljahr 2006) mit permanentem All-radantrieb findet ab einem Motormoment von 350 Nm das in Abb. 12.64 gezeigte 6-Gang-Handschaltgetriebe Audi ML450-6Q Anwendung [12.14]. Bei diesem Getriebe handelt es sich um eine Ausbaustufe des in Abb. 12.12 dargestellten Front-Längs-Getriebes Audi ML350-6F (Getrag 466), das durch ein TORSEN-Verteilergetriebe erweitert wurde.

Im Gegensatz zur Getriebevariante für Frontantrieb ist bei diesem Getriebe die Abtriebswelle 1 als Hohlwelle ausgebildet. Der Antrieb der Vorderachse geschieht hierbei über das fahrzeugseitig vordere Sonnenrad 3 des TORSEN-Differentials, welches mit der Triebwelle 5 fest verbunden ist. Der Antrieb des Sonnenrads erfolgt von der Eingangswelle über die Hohlwelle zu den im Differentialgehäuse 2 gelagerten Schneckenrädern 4, die das Antriebsmoment auf das vordere Sonnen-rad übertragen. Der Abtrieb zur Hinterachse erfolgt analog über das hintere Sonnenrad 3 des TORSEN-Differentials.

Abb. 12.64. Audi Quattro Handschaltgetriebe ML450-6Q mit TORSEN-Mittendifferential, Räderschema Abb. 6.23b. 1 Hohlwelle; TORSEN-Differential: 2 Differentialgehäuse, 3 Sonnenrad, 4 Schneckenrad; 5 Antriebswelle Vorderachse; 6 Vorderachsdifferential; 7 Abtriebsflansch Hinterachse


Die Sperrfunktion im Längsverteilerdifferential wird durch das TORSEN-Verteilergetriebe realisiert. Durch die Abhängigkeit der Sperrwirkung vom einge-leiteten Moment wird eine Antriebsmomentenverteilung zwischen Vorder- und Hinterachse unter Last erreicht. Im lastfreien Zustand ergibt sich keine Sperr-wirkung. Die vollständige ABS-Tauglichkeit ist damit gewährleistet.

Die nominelle Drehmomentverteilung liegt bei 50 : 50 und wird im dynami-schen Fahrbetrieb unmittelbar zwischen 25 : 75 und 75 : 25 angepasst. Die Wir-kungsweise des TORSEN-Verteilerdifferentials ist ausführlich in Abschn. 6.8.3 „Differentialgetriebe, Differentialsperren und Sperrdifferentiale“ und Abschn. 12.3.3 „Differentialgetriebe und Sperrdifferentiale“ erläutert.

3/ Allradgetriebe mit Seitenwelle; Audi Quattro Automatgetriebe AL420-6Q

Beim Automatgetriebe für die Audi Quattro-Allradfahrzeuge mit Längsmotor handelt es sich um ein Stufenautomatgetriebe mit hydrodynamischem Dreh-momentwandler. Das in Abb. 12.65 dargestellte 6-Gang-Getriebe Audi AL420-6Q (ZF 6 HP 19A) ist für Motormomente bis 420 Nm für Ottomotoren und 450 Nm für Dieselmotoren ausgelegt und wird bei den Audi-Modellen A4, A6 und A8 (Modelljahr 2006) verbaut.

Abb. 12.65. Audi Quattro Automatikgetriebe AL420-6Q mit Verteilergetriebe und Vorderachsgetriebe. 1 TORSEN-Differential; 2 Stirntrieb; 3 Stirnradstufe mit Beveloidverzahnung; 4 Seitenwelle; 5 Vorderachsgetriebe


Das Drehmoment des Automatgetriebes wird über eine Stirnradstufe 2 in das TORSEN-Verteilergetriebe 1 eingeleitet. Wie auch bei den handgeschalteten Audi Quattro-Getrieben, s. Abb. 12.64, leitet das fahrzeugseitig vordere Sonnenrad des Verteilergetriebes das Drehmoment an die Vorderachse und das hintere Sonnenrad an die Hinterachse. Der Antrieb des im Getriebegehäuse integrierten Vorderachs-getriebes geschieht hierbei über eine Stirnradstufe mit Beveloidverzahnung 3 und einer Seitenwelle 4. Der Beveloidwinkel beträgt bei dem dargestellten Getriebe ca. 6°.

Für das Basisgetriebe ZF 6 HP 19 des dargestellten Automatgetriebes gilt die Beschreibung nach Abschn. 12.1.4 „Pkw-Automatgetriebe“, Ziffer 16. Das Räder-schema ist identisch mit dem von Abb. 6.34.

4/ Kupplungsgeregelter Allradantrieb; VW 4Motion

Als Beispiel für einen kupplungsgeregelten Allradantrieb wird im Folgenden das System „4Motion“ von Volkswagen vorgestellt. Die Ausgangsbasis für diesen Allradantrieb ist ein Fahrzeug mit Frontantrieb und quer eingebautem Frontmotor mit linksseitig angeflanschtem Handschalt-, Stufenautomat- oder Doppelkupp-lungsgetriebe [12.48].

Abb. 12.66. Handschaltgetriebe MQ350-6 mit Power-Take-Off VAA350 des Volkswagen Golf R32. 1 Winkelgetriebe; 2 Kardanwellenanschluss zum Antrieb der Hinterachse; 3 Antriebswelle des rechten Vorderrads; 4 Hohlwelle; 5 Vorderachsdifferential


Abbildung 12.66 zeigt das im Volkswagen Golf R32 (MJ 2006) mit serien-mäßigem 4Motion-Allradantrieb verbaute 3-Wellen-Handschaltgetriebe MQ350-6 mit dem modularen Power-Take-Off VAA350 mit Winkelgetriebe 1 und Kardan-wellenanschluss 2.

Das vordere Winkelgetriebe ist rechts am Schaltgetriebe angeflanscht. Der Antrieb erfolgt direkt vom Ausgleichsgetriebegehäuse des Schaltgetriebes über eine zusätzliche Passverzahnung. Der Abtrieb zum in Fahrtrichtung gesehen rechten Vorderrad 3 ist durch die hohle Welle 4, auf der das Antriebskegelrad sitzt, geführt. Das Winkelgetriebe mit Hypoidverzahnung weist eine Übersetzung von i vorne = 0,63 (z1 = 27 zu z2 = 17) auf.

In Abb. 12.67 ist das im Volkswagen Golf R32 eingesetzte Hinterachsgetriebe HAA350 mit Winkelgetriebe 3, dem Differential 4 und dem Herz des 4Motion-Allradantriebs, der Haldex-Kupplung 2, zu sehen. Der Winkeltrieb des Hinter-achsgetriebes ist ähnlich aufgebaut wie der des vorderen Winkelgetriebes. Die Übersetzung ist so gewählt, dass der Antriebsstrang eine Übersetzung von i = 1,0 erhält. Die in das Hinterachsgetriebe integrierte Haldex-Kupplung ist eine in Öl laufende Lamellenkupplung, die in Abhängigkeit der Differenzdrehzahl zwischen An- und Abtriebsseite die Drehmomentverteilung zwischen Vorder- und Hinter-achse schlupfabhängig regelt. Im Gegensatz zur selbstsperrenden Viskokupplung wird die Haldex-Kupplung von einem Steuergerät aktiviert.

Abb. 12.67. Hinterachsgetriebe HAA350 mit Haldex-Kupplung des Volkswagen Golf R32. 1 Getriebeeingang; 2 Haldex-Kupplung; 3 Winkelgetriebe; 4 Differential; 5 Abtrieb linkes Hinterrad; 6 Abtrieb rechtes Hinterrad


Durch den möglichen Drehzahlausgleich zwischen Vorder- und Hinterachse bei geöffneter Allradkupplung ist dieser Allradantrieb vollständig kompatibel mit sämtlichen Bremsregelsystemen. Der Kupplungsdruck wird durch zwei parallel, aber phasenverschoben arbeitende Axialkolbenpumpen erzeugt. Damit benötigt die Hydraulik nur einen minimalen Schlupf für die Funktion. Das elektro-hydraulische System ist mit einem Strömungsproportionalventil aufgebaut und arbeitet, da das maximal übertragbare Moment proportional zum Druck ist, mit dem integrierten Drucksensor auch momentgesteuert/-geregelt.

Im Zusammenspiel mit den Fahrzeugsensoren erkennt die Haldex-Kupplung jederzeit, wenn ein verstärkter Antrieb der Hinterachse Vorteile bietet und ver-schiebt in Bruchteilen von Sekunden mehr Drehmoment zur Hinterachse. Die Höhe des Antriebsmomentes an der Hinterachse ist dabei z.B. abhängig von den Traktionsanforderungen des Fahrers, von der Beschaffenheit des Fahrbahnbelages sowie der Fahrsituation und -stabilität des Fahrzeuges.

Beim Anfahren an großen Steigungen oder wenn die Vorderräder beim Anfah-ren wenig Traktion haben, können z.B. bis zu 100 % des Antriebsmomentes an die Hinterachse geleitet werden. Dagegen werden bei Autobahnfahrten mit 140 km/h nur ca. 15 % des Antriebsmomentes zur Hinterachse geleitet. Dies ist ausreichend für die Fahrstabilität und reduziert so den Kraftstoffverbrauch des Fahrzeuges.

Die Regelstrategie des 4MOTION-Allradantriebes wird zusätzlich durch Kom-fort- und Sicherheitsansprüche beeinflusst. So werden im Rangierbetrieb die Vor-der- und Hinterachse nur minimal gekoppelt, so dass es keine störenden Einflüsse durch Verspannungen im Antriebsstrang gibt. Auch sonst allradtypische Komfort-einbußen bei der Akustik im Stand und bei Volllastbeschleunigungen im hohen Gang sind somit praktisch ausgeschlossen.

Damit beim Bremsen die Fahrstabilität und ABS/ESP-Tauglichkeit des Fahr-zeuges voll gewährleistet bleiben, wird bei ABS/ESP-Einsatz die Kupplung geöff-net und somit die Räder der Hinterachse beim Bremsen abgekoppelt. Nach dem ABS/ESP-Ereignis wird sie automatisch bei der nächsten auftretenden Drehzahl-differenz wieder geschlossen, dadurch steht immer ein vollwertiger Allradantrieb zur Verfügung. Hierzu ist das Steuergerät der Haldex-Kupplung voll mit dem Hochgeschwindigkeits-Antriebs-CAN des Fahrzeuges vernetzt. Alle notwendigen Informationen aus dem Motor- und ABS-Steuergerät werden im Steuergerät der Haldexkupplung ausgewertet und alle notwendigen Informationen zum Betriebs-zustand der Haldex-Kupplung umgekehrt zur Verfügung gestellt. Damit ist der Allradantrieb ein voll integrierter Bestandteil der Sicherheit und Fahrdynamik des Fahrzeuges

Der 4MOTION-Allradantrieb ist ein Allradantrieb, der situationsbedingt die Verteilung der Antriebsmomente zwischen Vorder- und Hinterachse regelt. Dabei werden die Ansprüche an Traktion, Komfort und Sicherheit erfüllt.

5/ Verteilergetriebe mit Reduktionsstufe; Mercedes-Benz G-Modell

Im Folgenden ist das Verteilergetriebe des Mercedes-Benz G-Modells als Ver-treter von Geländewagen mit permanentem Allradantrieb und Reduktionsstufe (Geländegang) dargestellt.


Abb. 12.68. Verteilergetriebe VG 150 Mercedes-Benz G-Modell (permanenter Allrad- antrieb). 1 Getriebeeingang; 2 Abtrieb Vorderachse; 3 Abtrieb Hinterachse; 4 Kegelrad- differential; 5 Sekundärwelle

Das Schalt- bzw. Automatgetriebe besitzt bei diesem Fahrzeug keine allrad-spezifischen Besonderheiten. Bei diesem Antriebsstrang wird das Motordreh-moment über das Schalt- oder Automatgetriebe und eine kurze Antriebswelle dem Verteilergetriebe, das in Double-Offset-Bauweise ausgeführt und eigenständig im Leiterrahmen aufgehängt ist, zugeleitet. Von dort wird das Moment gleichmäßig über Gelenkwellen auf die Vorder- und die Hinterachse verteilt.

Das in Abb. 12.68 dargestellte Verteilergetriebe Mercedes-Benz VG 150 (Magna Powertrain: MP-2223G) ist als Dreiwellengetriebe mit einem Kegelrad-differential 4 für den Längsausgleich ausgebildet. Die beiden Antriebe zur Vorder- 2 und Hinterachse 3 sind, bedingt durch die Double-Offset-Bauweise, von der Sekundärwelle 5 getrieben.

Die Momentenverteilung zwischen Vorder- und Hinterachse ist im ungesperr-ten Zustand damit auf 50 % zu 50 % festgelegt. Mit der formschlüssigen Differen-tialsperre kann das Längsdifferential zu 100 % gesperrt werden. Im vollsynchroni-sierten Verteilergetriebe ist außer dem Differential auch die Umschaltung von Straßenübersetzung (i = 1,05) auf Geländeübersetzung (i = 2,16) untergebracht. Die Querdifferentiale an Vorder- und Hinterachse sind ebenfalls mit formschlüs-sigen Sperren ausgerüstet. Sind alle drei Sperren geschaltet, ist für optimale Trak-tion im Gelände gesorgt.


6/ Verteilergetriebe in Zahnradvorgelege-Bauweise; BMW 3er / 5er

Das Verteilergetriebe MP-3010G-ATC (Fa. Magna Powertrain) für die Allrad-varianten der BMW 3er und 5er Serie ist ein typischer Vertreter der Allradtechno-logie für PKW und SUV ohne Zentraldifferential und Geländegang.

Bei den BMW 3er und 5er Serien wurde, ausgehend von einem Fahrzeug mit Standardantrieb, ein Fahrzeug mit fahrdynamischem Allradantrieb ausgeführt. Dazu wird an das Schalt- bzw. Automatgetriebe das in Abb. 12.69 dargestellte Verteilergetriebe angeflanscht. Das Verteilergetriebe beinhaltet eine elektronisch geregelte, elektro-mechanisch betätigte Lamellenkupplung 2 und ein Zahnradvor-gelege 3 zum Antrieb der Vorderachse 4.

Die bedarfsgerechte Antriebsmomentenverteilung zwischen Vorder- und Hin-terachse 5 wird durch die ToD-Technologie (Torque-on-Demand) gewährleistet. Bei ToD ist das Übertragungsmoment durch eine prozessorgesteuerte Lamellen-kupplung frei wählbar.

Abb. 12.69. Verteilergetriebe mit Zahnradvorgelege MP-3010G-ATC der BMW 3er und 5er-Allradvarianten. 1 Getriebeeingang; 2 elektro-mechanisch betätigte Lamellenkupp-lung; 3 Zahnradvorgelege; 4 Abtrieb Vorderachse; 5 Abtrieb Hinterachse [12.42]


Dabei wird die Momentenverteilung elektronisch, mit hoher Stelldynamik und -genauigkeit von Null Antriebsmoment an der Vorderachse bis zum starren Durchtrieb automatisch entsprechend der Fahrsituation (Korrektur von Über- und Untersteuern, maximale Traktion), variiert. Dabei ist die Logik für die Regelung in das Fahrdynamikregelsystem integriert.

Durch den möglichen Drehzahlausgleich zwischen Vorder- und Hinterachse bei geöffneter Allradkupplung ist dieser Allradantrieb vollständig kompatibel mit sämtlichen Bremsregelsystemen.

Vorder- und Hinterachsgetriebe werden vom Verteilergetriebe über Gelenk-wellen angetrieben. Das Vorderachsgetriebe liegt links neben der Motorölwanne und ist fest mit dieser verschraubt. Die Abtriebswelle zum rechten Vorderrad wird durch die Motorölwanne geführt und rechts noch einmal durch ein Stützlager gelagert. Daher ist es möglich, gleich lange Antriebswellen ohne asymmetrisches Eigenlenkverhalten zu realisieren.

7/ Verteilergetriebe mit Reduktionsstufe in Kettenvorgelege-Bauweise; Land Rover Discovery

Das Verteilergetriebe des Land Rover Discovery MP-2624-ITC der Firma Magna Powertrain ist ein Verteilergetriebe, das alle für einen Geländewagen typischen Eigenschaften aufweist, wie Zentraldifferential mit Sperre und Geländegang.

Das Antriebsmoment wird über ein Schalt- oder Automatgetriebe dem Ver-teilergetriebe, Abb. 12.70, zugeleitet 1. Im Verteilergetriebe befinden sich ein Kegelradlängsdifferential 2, eine Lamellenkupplung 3 zur Sperrung des Längs-differentials und ein Planetensatz 4 zur Schaltung eines Geländeganges (i = 2,93). Mit dem Kegelradlängsdifferential wird das Moment zu 50 % an die Vorderachse und zu 50 % an die Hinterachse geleitet. Das Sperrmoment der Lamellensperre wird prozessorgeregelt moduliert, bis hin zum starren Allradantrieb mit einer Momentenverteilung entsprechend der Achslastverteilung. Bei Bedarf kann der Geländegang während der Fahrt synchronisiert geschaltet werden.

Der Antrieb der Hinterachse 6 erfolgt mittels Gelenkwelle direkt vom Ver-teilergetriebe aus. Der Antrieb zur Vorderachse 5 erfolgt ebenfalls über eine Gelenkwelle vom Verteilergetriebe aus und einem Kettenvorgelege 7 im Ver-teilergetriebe (Single-Offset-Bauweise). Der Achsantrieb und das Differential sind in einem eigenen Hilfsrahmen im Fahrschemel gelagert. Die Antriebswelle zum rechten Vorderrad verläuft unter der Motorölwanne. In die Hinterachse ist optio-nal eine elektronisch geregelte Differentialsperre eingebaut.

Als Besonderheit des dargestellten Verteilergetriebes ist die integrierte Bau-weise von Geländestufe und Zentraldifferential zu bemerken. Auf diese Weise wird das bei anderen Verteilergetrieben übliche Abwälzen des Geländeganges im Straßenbetrieb vermieden und dadurch der Wirkungsgrad gesteigert. Des Weiteren führt diese Konstruktion zu einer kompakten und leichten Bauweise, welche wiederum das Eigenresonanzverhalten des Antriebstranges positiv beeinflusst.

Der Land Rover Discovery verfügt über das Antriebssystem „Terrain Respon-se™ “, bei dem die Motor-, Getriebe-, Fahrwerks- und Traktionseinstellungen vom Fahrer mittels Drehschalter gewählt werden.


Abb. 12.70. Verteilergetriebe mit Kettenvorgelege MP-2624-ITC des Land Rover Discovery. 1 Getriebeeingang; 2 Kegelradlängsdifferential; 3 Lamellenkupplung; 4 Planetensatz für Geländegang; 5 Abtrieb Vorderachse; 6 Abtrieb Hinterachse; 7 Kettenvorgelege [12.42]

Die volle ABS/ESP-Tauglichkeit wird dadurch erreicht, dass bei einer Bremsung sämtliche Sperren gelöst werden.

8/ Hinterachsgetriebe mit Lamellenkupplungen; Honda SH-AWD

Das Honda SH-AWD™ ist das erste in Serie gebaute Allradsystem, das nach Tabelle 6.4 „Allradantriebsgenerationen von Pkw“ der 5. Generation zugeordnet werden kann. Hierbei handelt es sich um ein System mit permanentem Allrad-antrieb, das auf dem Prinzip des „Torque-Vectoring“ basiert. Hierbei ist nicht nur die Momentenverteilung zwischen Vorder- und Hinterachse frei wählbar, sondern auch zwischen dem linken und rechten Rad der Hinterachse.

Bei Geradeaus- und moderaten Kurvenfahrten im Teillastbereich mit einer Drosselklappenstellung unterhalb 50 % wird bis zu 70 % des Moments an die Vorderachse geleitet. Bei Volllastbeschleunigungen auf einer Geraden wird bis zu 40 % der Antriebsleistung an die Hinterachse übertragen. Bei starken Kurven-


fahrten wird bis zu 70 % des zur Verfügung stehenden Antriebsmoments an die Hinterachse geleitet, um das Fahrverhalten zu verbessern. Je nach Fahrsituation kann hierbei bis zu 100 % des der Hinterachse zur Verfügung stehenden Moments an das kurvenäußere Rad geleitet werden, um das Giermoment des Fahrzeugs und daraus folgend das Einlenken des Fahrzeugs direkt zu beeinflussen und das Unter-steuern des Fahrzeugs zu minimieren.

Das Honda SH-AWD-System besteht aus einem 5-Gang-Automatgetriebe in Vorgelegebauweise und einem Hinterachsgetriebe, Abb. 12.71. Mit dem Schalt-getriebe ist über eine Stirnradstufe ein Nebenabtrieb verbunden, dessen antreiben-des Zahnrad mit dem Differentialkäfig des Getriebes verschraubt ist. Das Hinter-achsgetriebe ist über eine Gelenkwelle aus kohlenstofffaserverstärktem Verbund-werkstoff mit dem Nebenabtrieb verbunden.

Das Hinterachsgetriebe besteht aus drei Planetenradsätzen mit Kupplungen. Das Drehmoment der Antriebswelle passiert am Eingang des Hinterachsgetriebes 1 den als Beschleunigungseinrichtung 2 bezeichneten ersten Planetenradsatz. Das Abtriebsmoment der Beschleunigungseinrichtung wird über eine Kegelradstufe 4 mit Hypoidverzahnung zu den Hinterachswellen umgeleitet und von dort aus über zwei separate elektro-magnetisch angesteuerte Kupplungen 5 an die Räder abge-geben. Das linke und rechte Kupplungssystem kann entweder gleich angesteuert werden, um die Momentenaufteilung zwischen Vorder- und Hinterachse zu än-dern, oder unabhängig, um das Antriebsmoment an der Hinterachse bis zu 100 % an das kurvenäußere Rad zu leiten.

Abb. 12.71. Hinterachsgetriebe des Honda SH-AWD. 1 Getriebeeingang; 2 Beschleu- nigungseinrichtung; 3 hydraulisch angesteuerte Lamellenkupplung 4 Kegelradstufe; 5 elektro-magnetisch angesteuerte Lamellenkupplung; 6 Elektromagnet; 7 Ölpumpe; 8 Abtrieb linkes Hinterrad; 9 Abtrieb rechtes Hinterrad


Je nach Schaltzustand der Beschleunigungseinrichtung ergeben sich unterschied-liche Übersetzungsverhältnisse. Bei Geradeausfahrt ist die Eingangswelle mit dem Planetenradträger/Steg verbunden und es findet keine Drehzahlwandlung statt. Bei Kurvenfahrten wird der Steg über die hydraulisch angesteuerte Lamellenkupplung 3 mit dem Gehäuse verbunden, was zu einer geringen Anhebung der Abtriebs-drehzahl wegen des Übersetzungsverhältnisses des Planetengetriebes führt. Diese Drehzahlanhebung im Vergleich zur Durchschnittsgeschwindigkeit der Vorder-räder führt zu einem besseren Handling und einer besseren Fahrstabilität des Fahr-zeugs. Ein Drehzahlsensor an der Kegelradstufe überwacht dabei die Abtriebs-drehzahl der Beschleunigungseinrichtung und leitet die Drehzahlsignale an die SH-AWD-Steuereinheit weiter.

Auf jeder Seite des Hypoidgetriebes befindet sich ein elektro-magnetisches Kupplungssystem, das die Höhe des Antriebsmoments der einzelnen Hinterräder steuert und die Funktion eines teilsperrenden Differentials ermöglicht. Elektrische Spulen kontrollieren den Anpressdruck der Kupplungen, die die Sonnenräder der Planetengetriebe bremsen und das Moment an die Räder dosieren. Dabei kann das Moment an den einzelnen Hinterrädern stufenlos zwischen 0 und 100 % in Ab-hängigkeit der Fahrsituation variiert werden. Ein Spulensensor ermöglicht dem elektronischen Steuergerät, den wärmeabhängigen Reibkoeffizienten der Lamel-lenkupplungen zu bestimmen und über eine Anpassung der Spulenspannung der elektro-magnetisch gesteuerten Kupplung zu kompensieren. Zur Gewährleistung einer gleich bleibenden Momentenübertragung über der Lebensdauer wird über eine Spule ein Regelkreis für das Steuergerät bereitgestellt, um über die Spulen-spannung möglichen Kupplungsverschleiß auszugleichen.

Die Steuerung und Regelung des SH-AWD ist im Motorsteuergerät und Fahr-stabilitätssystem des Fahrzeugs integriert. Das Motorsteuergerät liefert hierbei die Motordrehzahl, den Einlasskrümmerdruck und die Übersetzungsdaten des Schalt-getriebes und das Steuergerät des Fahrstabilitätssystems stellt die Daten über die Längsbeschleunigung, Gierrate, Raddrehzahlen und Einschlagwinkel des Lenk-rads zur Verfügung. Das Steuergerät des SH-AWD überwacht den Status der Beschleunigungseinheit und das Drehmoment der linken und rechten elektro-magnetischen Kupplung. Die Traktion wird mithilfe der Daten des Motorsteuerge-räts berechnet und die Momentenaufteilung an den Hinterrädern über die Beschleunigungssituation, Längsbeschleunigung und Lenkeinschlag festgelegt. Gleichzeitig werden diese Daten zur Ansteuerung der Beschleunigungseinrichtung verwendet.

Weitere Allradantriebe

Weitere interessante Allradantriebe weisen der BMW X3/X5 [12.63], Chrysler Grand Voyager, Hyundai Santa Fe [12.6], Mercedes-Benz 4matic [12.38], Mitsu-bishi Evo 8 [12.45], Opel Vectra 4x4 [12.43], Porsche Carrera 4 [12.51, 12.60], Porsche Cayenne [12.28], Renault Scenic 4x4 [12.6, 12.64], VW Golf Syncro [12.59] und VW Transporter Syncro [12.8] auf. Der Getrag Twinster PTO [12.47] und das Magna Hybridkonzept mit zuschaltbarer elektrisch angetriebener Vorder-achse [12.50] sind aktuelle Entwicklungen auf dem Gebiet der Allradtechnik.

13 Elektronische Getriebesteuerung

Informationsvernetzung

Die Innovationen im Bereich Getriebe werden maßgeblich durch die Integration von Elektrik, Elektronik, Hydraulik, Aktuatorik und Sensorik bestimmt. Ein großer Anteil der Funktionalität von Getrieben wird über Software realisiert. Funktionen aus Elektronik und Software ergänzen nicht nur die Mechanik, son-dern eröffnen weitergehende Möglichkeiten. So werden übergeordnete Funktionen im Fahrzeug durch Informationsvernetzung erzielt. Dadurch können Funktionen erzeugt werden, zu dem ein System alleine gar nicht in der Lage wäre [13.2].

In diesem Kapitel wird auf die elektronische Getriebesteuerung (TCU) als Hardware und Software eingegangen. Bei der Betrachtung von Steuerungs-systemen werden deren Elemente erläutert und ihr Zusammenspiel dargestellt. Zu Hydraulik s. Abschn. 11.3.1 „Ölversorgung“, zu Lastschaltungen s. Abschn. 9.3.2 „Ablauf der Schaltung“.

13.1 Vernetzte Systeme

Waren früher die Fahrzeugsysteme weitestgehend autark in ihrer Funktion, so bietet die Vernetzung über Datenbussysteme Potentiale mit hohem Kundennutzen, Abb. 13.1. Alleine der Signalaustausch der Systeme untereinander führt zu einer deutlichen Reduktion von Sensoren und reduziert damit Kosten und Komplexität bei gleichzeitiger Erhöhung der Zuverlässigkeit.

Die Nutzung von immanent vorhandenen Systemredundanzen hilft die Sicher-heit und die Verfügbarkeit von Fahrzeugsystemen zu erhöhen. Über Funktions-vernetzung können so genannte „virtuelle Funktionen“ erzeugt werden, zu denen ein System alleine gar nicht in der Lage wäre. Ganz wesentlich dabei sind so genannte Managementfunktionen wie

• Antriebsmanagement, • Fahrdynamikregler und • Vertikaldynamikmanagement,

wobei das gesamte Fahrzeugverhalten optimal geregelt wird und jedes Subsystem seinen spezifischen Beitrag leistet.

580 13 Elektronische Getriebesteuerung

Abb. 13.1. Informationsvernetzung. Kommunikation der elektronischen Getriebesteuerung (TCU) mit der elektronischen Motorsteuerung und anderen Systemen des Fahrzeugs

13.2 Elektronisches Getriebesteuergerät (TCU)

Das elektronische Steuergerät (Elektronik-Hardware) ist die „Rechenzentrale“ eines jeden Getriebes mit gesteuerten Funktionen [13.1]. Es empfängt die elektri-schen Signale von allen Sensoren bzw. auch Signal-Informationen von anderen elektronischen Steuerungssystemen, wandelt diese, wertet sie aus und ermittelt Stellwerte für die Stellglieder und sendet Steuer-Informationen an andere Fahr-zeug-Systeme, Abb. 13.2.

Abb. 13.2. Blockschaltbild einer elektronischen Getriebesteuerung (TCU)

13.2 Elektronisches Getriebesteuergerät (TCU) 581

Für die Auswertung von Signalen, die Berechnung von Steuer- und Regel-algorithmen und die Ansteuerung der Stellglieder kommen ausschließlich Mikro-computersysteme zum Einsatz. Sie steuern zusammen mit dem hinterlegten Programm (Software) die kompletten Funktionen eines Getriebesystems. Im Fol-genden soll der Aufbau sowie das Umfeld einer elektronischen Getriebesteuerung beispielhaft aufgezeigt werden.

13.2.1 Aufbau der TCU

1/ Stromversorgung

Die Stromversorgung schützt das Gerät vor extremer Spannungsüberhöhung, vor der Einkopplung von Störspannungen, vor Verpolungsschäden und erzeugt ihrer-seits die Spannungen, die von den internen Bauteilen benötigt werden. Häufig besitzt die Stromversorgung noch eine zentrale Stromabschaltung, die für Schutz- und Sicherheitsfunktionen verwendet wird.

2/ Signalaufbereitung/Eingänge

In diesem Block befindet sich die Signalanpassung an die unterschiedlichen Sensorsysteme, die ihrerseits verschiedenste Zustände im Getriebe oder im Fahr-zeug aufnehmen. Mehrere Signaltypen mit unterschiedlichen elektrischen Schnitt-stellen werden erfasst, gewandelt, entstört (gefiltert) und teilweise auch schon vorverarbeitet. Die Erkennung von Fehlerzuständen (Signaldiagnose) ist eine wesentliche Funktion, die in der Signalanpassung enthalten ist. Neben der Ge-währleistung der Systemsicherheit ist die Signaldiagnose ein wesentliches Mittel, um im Servicefall effizient Fehler zu finden.

3/ Rechnerkern/Speicher

In diesem Block befindet sich alles, was dem Mikrocomputer zuzuordnen ist. Zum einen ist es der Rechner selbst, mit all den Schaltungsteilen, wie z.B. Taktgeber, die für seinen Betrieb notwendig sind. Festwertspeicher, RAM-Speicher, evtl. EE-PROM-Speicher können entweder im Rechnerchip selbst oder auch extern davon untergebracht sein. Durch die Entwicklung der Hochintegration bei integ-rierten Schaltungen sind möglichst viele Anteile des Rechnerkerns auf dem Chip integriert, was auch Vorteile hinsichtlich Arbeitsgeschwindigkeit bietet.

4/ Sicherheitsschaltung

Da Getriebesteuerungen, bzw. die Funktionen die sie verantworten, eine gewisse Sicherheitsrelevanz haben, sind Überwachungseinrichtungen und entsprechende Abschaltpfade vorzusehen. Im Normalfall besitzt die Getriebesteuerung einen komplexen Watchdog, manchmal sind auch Zwei-Rechnersysteme im Einsatz. Im Bereich der Sicherheitsschaltung wird kontinuierlich überprüft, inwieweit der


Rechner ordentlich arbeitet. Es werden meist auch systemspezifische Plausibilisie-rungen durchgeführt. Bei Getriebesteuerungen werden gemäß Sicherheitskonzept hierarchisch Not- und Ersatzfunktion aktiviert, bis hin zum Fall eines kritischen Fehlers, bei dem die zentrale Stromversorgung abgeschaltet und das System damit in einen sicheren Zustand überführt wird.

Abhängig von den Funktionen der Getriebesteuerung ist eine Sicherheitsan-forderungsstufe definiert. Sie wird auch als Sicherheits-Integritätslevel (SIL) bezeichnet und ist international genormt. Die SIL-Einstufung dient der Beur-teilung der Getriebesteuerung in Bezug auf die Zuverlässigkeit von Sicherheits-funktionen. Aus der festgelegten Stufe ergeben sich die sicherheitsgerichteten Konstruktionsprinzipien für Hard- und Software, die eingehalten werden müssen, um das Risiko von Fehlfunktionen zu minimieren.

5/ Dateninterface (Kommunikationsschnittstellen)

Zur Prüfung, zur Kommunikation mit externen Diagnosesystemen und zur Kom-munikation mit anderen Fahrzeugsystemen besitzen Steuergeräte externe Kom-munikationsschnittstellen, deren Anzahl variieren kann. Separate Diagnoseschnitt-stellen werden zunehmend durch Kommunikationsschnittstellen ersetzt. Eine oder zwei Kommunikationsschnittstellen (CAN-Datenbus und künftig Flexray-Daten-bus) stellen die Verbindung nach außen dar. Da auch Kommunikationsdaten eine gewisse Relevanz hinsichtlich Sicherheit und Verfügbarkeit haben, sind Fahrzeug-kommunikationsschnittstellen mit umfangreichen integrierten Datensicherungs-mechanismen ausgestattet.

6/ Endstufen/Ausgänge

In den Endstufen befinden sich zumeist Leistungsverstärker und Leistungsschal-ter, Brückenschaltungen oder spezifische Stromregelausgänge, um E-Motoren, Magnetventile, Druckregelventile, Stellmagnete, Relais usw. zu treiben. Sehr wichtig bei den Endstufen ist die integrierte Diagnosefähigkeit und ggf. eine integ-rierte Abschaltfunktion, um die Systemsicherheit zu gewährleisten.

13.2.2 Einsatzbedingungen und Aufbautechnologie

Im Gegensatz zu Heimgeräten sind Fahrzeugsysteme extremen Randbedingungen ausgesetzt, müssen dabei aber trotzdem eine sehr geringe Ausfallrate gewähr-leisten.

1/ Einsatzbedingungen

Die Temperaturbereiche reichen je nach Anbauort von –40 °C bis +140 °C. Die Vibrationsbeanspruchung reicht von 2 g bis ca. 30 g. Besondere Anforderungen gelten darüber hinaus an die Dichtigkeit, Beständigkeit gegen aggressive Medien, Beständigkeit gegen Feuchte usw.

13.3 Steuerungssysteme 583

Die elektromagnetische Verträglichkeit (EMV) beschreibt die wechselseitige Beeinflussung von elektronischen Geräten durch ihre im Betrieb hervorgerufenen elektromagnetischen Felder. Die Feldstärke wird in V/m angegeben. Die Forde-rungen an die elektrische Störfestigkeit von Getriebesteuerungen reichen von 100 V/m bis ca. 200 V/m.

2/ Aufbautechnologie

Je nach Anbauort und Einsatzbedingungen werden verschiedene Technologien verwendet. Die typischen Elektroniktechnologien sind:

• Standard Leiterplattengeräte bis ca. 100 °C, • Hochtemperaturleiterplattengeräte bis ca. 120 °C und • Hybrid-Aufbautechnologien bis ca. 140 °C,

mit sehr hoher Vibrations- und Schockfestgkeit. Wie überall in der Elektronik werden für Leiterplattengeräte normalerweise

SMD-Bauteile (Surface Mounted Devices) verwendet. Auf Hybridträgern werden auch Chips direkt gebondet sowie aufgedruckte Bauteile verwendet.

Die Steuergerätegehäuse sind in der Regel aus Metall gefertigt und die thermi-sche Anbindung der Bauteile an das Gehäuse ist optimiert, um eine gute Wärme-ausleitung aus dem Gerät sicherzustellen. Wird die Elektronik in den Getrieben verbaut und mit anderen Komponenten (wie Sensoren, Aktuatoren und Verbin-dungstechnik) zusammen integriert, dann spricht man von Mechatronik-Modulen (siehe z.B. Abb. 12.18 oder 12.25).

13.3 Steuerungssysteme

Anhand von Systemdiagrammen werden hier folgende Steuerungssysteme erläu-tert:

• Automatisiertes Schaltgetriebe, AMT (Abb. 13.4), • Automatgetriebe, AT (Abb. 13.11), • Doppelkupplungsgetriebe, DCT (Abb. 13.12) und • Stufenlosgetriebe, CVT (Abb. 13.13).

Am Beispiel des automatisierten Nkw-Drei-Gruppengetriebes ZF AS-Tronic nach Abb. 13.3 soll allgemeingültig der Aufbau und die prinzipielle Wirkungsweise von Steuerungssystemen für Getriebe aufgezeigt werden. Die folgenden Darstel-lungen lassen sich auf Getriebesteuerungen von AT, DCT und CVT übertragen.

Das Getriebe ist in Abschn. 12.2.2 „Automatisierte Nkw-Schaltgetriebe (AMT)“ im Detail erläutert. Den Aufbau des Getriebes zeigt dort die Abb. 12.41 und die Abb. 12.42 stellt die Elemente der inneren Schaltung dar. Vor den Schalt-stangen sitzen pneumatisch betätigte Schaltzylinder, die ihrerseits von der Elekt-ronik angesteuert werden.


Abb. 13.3. Automatisiertes 16-Gang-Nkw-Drei-Gruppengetriebe ZF AS-Tronic; Aufbau und innere Schaltung. Siehe auch Abb. 12.41 und 12.42

Split- und Rangegruppe werden über jeweils einen Schaltzylinder mit zwei Stel-lungen betätigt, das Hauptgetriebe mit Rückwärtsgang wird über einen Schalt-zylinder mit drei Stellungen geschaltet. Alle Schaltschienen sind mit Wegsensoren ausgestattet, um die wichtigen Positionen zurückzumelden bzw. um gezielte Steuerungsabläufe zu ermöglichen.

Die Getriebebremse besteht aus einem Lamellenpaket, das ebenfalls über einen Pneumatikzylinder angepresst werden kann. Komplettiert wird das System durch einen pneumatischen Kupplungssteller, der unten am Getriebe angebaut ist und direkt über eine Schwinge auf die trocken laufende Anfahr-/Schaltkupplung wirkt.

Drehzahlsensoren sowie ein Druck- und Temperatursensor runden das gesamte Sensorkonzept ab. Aus dieser Anordnung ergibt sich ein Steuerungs-Layout, wie es im Folgenden dargestellt ist, Abb. 13.4. Zentrales Element ist die Elektronik, ein Computersystem, das die notwendigen Signale erfasst und alle Aktionen im System koordiniert. Neben der direkten Ankopplung der Getriebeperipherie sind über einen CAN-Datenbus verschiedene andere Systeme angekoppelt, die mitein-ander interagieren. Wichtigstes System ist dabei die Motorelektronik (ECU), mit deren Hilfe die Drehzahlanpassung während Rückschaltungen geregelt wird. Der positive Motoreingriff ist eine wichtige Voraussetzung, um das Klauengetriebe überhaupt schalten zu können. Bei der Hochschaltung wird die Drehzahlan-passung durch die integrierte Getriebebremse bewerkstelligt.

Weitere Systeme, wie z.B. der Sekundärretarder, können funktional mit dem Getriebe vernetzt sein und tauschen ebenfalls über den Datenbus die erforder-lichen Signale aus. Über einen zweiten lokalen CAN-Datenbus ist die fahrzeug-seitige Peripherie, wie z.B. Fahrschalter, Display oder zusätzliche Ein-/Ausgabe-kanäle angekoppelt.


Abb. 13.4. Systemdiagramm für ein Automatisiertes Schaltgetriebe (AMT) am Beispiel eines 16-Gang-Nkw-Getriebes

Optionale Standardinterfaces, wie z.B. eine Nebenabtrieb-Steuerung können am Fahrschalter mit angeschlossen werden. Sonderinterfaces, die nur sehr selten zum Einsatz kommen, werden über einen zusätzlichen I/O-Expander angeschlossen. Damit ist das System für viele unterschiedliche Einsatzfälle offen und vorbereitet. Die Kopplung des Fahrschalters über CAN-Datenbus und die damit verbundene Signalverteilung im Fahrerbereich spart wesentliche Verkabelung zwischen Getriebe und Fahrerplatz ein und ist damit ein wichtiger Kostenfaktor und Zuver-lässigkeitsvorteil.

13.3.1 Getriebesteller

Beim Getriebe AS-Tronic ist die komplette Getriebe-Stelleinrichtung (Elektronik, Druckbegrenzungseinheit, Ventilblock, Pneumatikzylinder und zugehörige Sen-sorik) als ein kompaktes mechatronisches Montagemodul aufgebaut, siehe auch Abb. 12.43. Dieser Ansatz folgt dem in der Automobilindustrie weitverbreiteten Prinzip der Montage-Modularisierung. Ziel ist es dabei, durch eine günstige elekt-rische Verbindungstechnik einen Kostenvorteil sowie eine hohe Systemzuver-lässigkeit zu erreichen, Abb. 13.5.

Das Schaltmodul kann vollkommen getrennt von der Fertigung des Getriebes aufgebaut und vorgeprüft werden. Beim Einbau ins Getriebe wird es automatisch über wenige vordefinierte Koppelstellen mit dem Getriebe verbunden. Im Service-fall kann diese Einheit ebenfalls komplett ausgetauscht werden. Zur Verbindung der elektrischen Module werden flexible Leiterplatten eingesetzt. Mit dieser Tech-nologie lassen sich auch großflächigere Steuermodule erstellen.


Abb. 13.5. Mechatronisches Schaltmodul des automatisierten 16-Gang-Nkw-Getriebes; Getriebesteller mit integrierter elektronischer Getriebesteuerung, s. auch Abb. 12.43

13.3.2 Kupplungssteller

Für die automatische Steuerung der Trockenkupplung wird ein Kupplungssteller-modul verwendet, das mit einem pneumatischen Stellzylinder und vier Ansteuer-ventilen sowie einer eigenen Weg-Sensorelektronik ausgestattet ist, s. hierzu auch Abb. 12.43a. Die Ansteuerung der Kupplungsventile zur Regelung der Kupp-lungsposition geschieht direkt über die Getriebestellereinheit. Die Ausführung des Kupplungsstellers gewährleistet auch bei Ausfall eines Ventils oder des Weg-sensors noch einen ausreichenden Notbetrieb des Systems.

13.3.3 Funktionen der Getriebesteuerung

Die Funktionen der Getriebesteuerung gliedern sich in 3 Funktionsgruppen:

• Fahrzeugfunktionen, • Basisfunktionen und • Hardwarenahe Funktionen.

Funktions- und Software-Entwicklung sind eng miteinander verbunden. Siehe da-her auch Abschn. 13.3.4 „Software“ mit dem Prozessmodell für die Funktions- und Software-Entwicklung, Abb. 13.10.


Abb. 13.6. Funktionsübersicht am Beispiel eines AMT-Systems

Sie bilden sich auch in etwa gleicher Größenordnung in der Software ab, s. Abb. 13.6. In der Schicht der hardwarenahen Funktionen befindet sich all das, was zum Betrieb der Steuerung selbst notwendig ist. Sie ist damit mit dem Betriebssystem eines PCs vergleichbar. In den Basisfunktionen wird alles bearbeitet, was zum Betrieb des Getriebes notwendig ist. In den Fahrzeugfunktionen befinden sich die Funktionen, die hinsichtlich des Gesamtfahrzeugverhaltens von Bedeutung sind. Nachfolgend werden beispielhaft einige Basisfunktionen näher betrachtet.

1/ Kupplungsregelung

Die Kupplungsregelung kontrolliert bei AMT das Anfahren des Fahrzeugs sowie die Schaltvorgänge während der Fahrt. Das für Lkw sehr wichtige Rangieren ist ein Sonderbetrieb im Rahmen des Anfahrens. Ähnlich wie bei Handschalt-getrieben ist für eine bestimmte Anfahrgüte auch die gleichzeitig richtige Betäti-gung des Fahrpedals nötig. Die Beeinflussung des Fahrpedals wird bei AMT eben-falls von der Kupplungsregelung übernommen.

Beim Anfahren des Fahrzeuges wird in der Regel so lange ein vordefinierter Drehzahlverlauf zwischen Motor- und Getriebedrehzahl eingestellt, bis die Kupp-lung, ausgehend von der maximalen Drehzahldifferenz, eine Drehzahlgleichheit erreicht hat, Abb. 13.7a. Danach wird die Kupplung in Endposition gebracht. Leerwege an der Kupplung werden gesteuert sehr schnell durchfahren, um eine hohe Stelldynamik zu erreichen. Beim Rangierbetrieb, der automatisch erkannt wird oder alternativ auch per Schalter gewählt werden kann, wird die Kupplung auf einen definierten Einrückgrad geregelt und nicht mehr auf Drehzahl. So kann der Fahrer per Fahrpedal feinfühlig rangieren.

Bei einer Rückschaltung wird die Trockenkupplung geöffnet und der Schalt-ablauf gestartet, sobald am Motor ein Lastwechsel durch Gasrücknahme einge-leitet wurde, Abb. 13.7b.


Abb. 13.7. a Anfahrvorgang; b Schaltvorgang eines automatisierten Nkw-Getriebes

Ist der alte Gang herausgenommen und der neue Gang bereits angewählt, so wird beim Klauengetriebe mit Hilfe der Kupplung und eines positiven Motoreingriffs (Zwischengas) die Getriebedrehzahl synchronisiert und der neue Gang eingelegt. Am Ende der Schaltung wird die Motorkontrolle von der Getriebesteuerung wie-der zurück an den Fahrer übergeben und die Kupplung geregelt eingerückt.

2/ Schaltablaufsteuerung

Die Schaltablaufsteuerung sorgt für die richtige Betätigungssequenz zum Ein-schalten oder Wechseln eines Ganges. Dieser Vorgang ist, wie oben beschrieben, mit der Kupplungsregelung und dem Motoreingriff eng verknüpft. Ist der Antriebsstrang lastfrei und die Trockenkupplung offen, so wird als erstes der bestehende Gang ausgelegt. Dies erfolgt durch Betätigung des Gangschalt-zylinders in Richtung der Getriebe-Neutralposition. Ist das Getriebe in Neutral-stellung, wird die Getriebegasse des neuen Gangs angewählt und danach der Schaltzylinder wieder betätigt, um den neuen Gang einzulegen.

Dieser Ablauf gilt für ein relativ einfaches Getriebe. Bei Mehrgruppen-Getrieben sind diesem Vorgang bei bestimmten Schaltungen noch ein oder zwei weitere Schaltabläufe für Split- und Rangegruppe überlagert. So entsteht ein kom-plexer Ablauf mit Verschachtelungen und Folgesteuerungsanteilen. Der Schalt-ablauf wird während der ganzen Zeit mittels Sensoren überwacht, damit einerseits die Abläufe optimal erfolgen und andererseits Störungen im Ablauf frühzeitig erkannt und mit Gegenmaßnahmen behoben werden. Eine solche Störung tritt beispielsweise auf, wenn bei der Schaltung am Klauengetriebe die Schaltzähne ungünstig aufeinander treffen („Zahn-auf-Zahn-Stellung“) und als Gegenmaß-nahme, durch zusätzliche Entlastung des Antriebsstrangs, die Schaltung zu Ende gebracht werden muss.


3/ Fahrstrategie

Neben dem Schaltablauf selbst ist die Wahl des richtigen Schaltzeitpunkts, des richtigen Gangs und der zu schaltenden Gangzahl eine besonders wichtige Funkti-on. Hier gilt es, das Optimum hinsichtlich Kraftstoffverbrauchs, Emissionen und Fahrleistung darzustellen. Des Weiteren ist auch den Erwartungen des Fahrers gerecht zu werden. Eine nicht einfache Aufgabe, die neben einem Abbild der phy-sikalischen Gegebenheiten in Form von Regelalgorithmen noch eine empirische Komponente zur spezifischen Anpassung der Fahrzeugabstimmung beinhaltet. Siehe auch Abschn. 13.4.

Wesentlicher Bestandteil der Fahrstrategie ist ein Modul zur Erkennung des aktuellen Fahrzustands. Hier werden Zustände, wie z.B. Stillstand, Beschleuni-gungsfahrt, Konstantfahrt usw., detektiert. Daneben werden laufend Signale hin-sichtlich Geschwindigkeit, Beschleunigung, Verbrauch und Leistungsüberschuss erfasst. Darüber hinaus werden Zustandsbeobachter für verschiedenste Zustands-größen, wie z.B. Beladung, Steigung, Fahrwiderstand, eingesetzt. Alle diese Infor-mationen werden in einem komplexen Regelwerk analysiert und bewertet, jeweils für den aktuellen Gang und die evtl. zu schaltenden Gänge. Daraus wird schließ-lich eine Schaltempfehlung ermittelt. Die Einbindung von zusätzlichen und vor-ausschauenden Streckeninformationen in die Fahrstrategie, beispielsweise GPS-Geländetopologie, Verkehrszeichen etc., ist möglich und wird teilweise genutzt.

Für bestimmte Situationen, bei denen der Fahrer selbst eingreifen möchte, ist ein manueller Eingriff in die Gangwahl möglich. Diese Eingriffsmöglichkeit ist wichtig, wenn z.B. die Verkehrssituation oder die Geländetopologie eine Korrek-tur der Schaltempfehlung erfordern, Abb. 13.8. Wie erwähnt gibt es noch subjek-tive Einstellkriterien, in denen sich auch verschiedene Fahrzeughersteller unter-scheiden möchten, die dann mittels Abstimmfahrten gezielt angepasst werden können.

Abb. 13.8. Fahrstrategie am Beispiel eines AMT-Systems


4/ Sonstige Funktionen

Neben den bisher erwähnten Basisfunktionen gibt es viele weitere Funktionen in-nerhalb einer Getriebesteuerung. Beispielsweise gibt es eigene Abläufe zur Zu-schaltung und Regelung von Nebenabtrieben, Anzeigefunktionen für die Fahrer-kommunikation, die Erfassung von Bedieneinheiten und Funktionen, die auf einem Datenaustausch mit anderen Fahrzeugsystemen beruhen, wie z.B. einer Berganfahrhilfe.

Diagnose- und Notfahr-Funktionen machen mindestens 50 % des Gesamtfunk-tions- und damit Softwareumfanges aus. Diese sollen einerseits helfen, mögliche Fehler an Komponenten schnell und sicher zu finden, und andererseits eine hohe Systemverfügbarkeit zu gewährleisten, wenn nicht besonders kritische Kompo-nenten ausgefallen sind.

13.3.4 Software

Software für Getriebesteuerungen wird modular und angelehnt an den Grundsät-zen der Objektorientierung ausgeführt. Die Funktionsmodule sind soweit möglich gekapselt, um einen hohen Wiederverwendungsgrad zu erreichen, Abb. 13.9.

Die Entwicklung der Funktionen und der Software erfolgt nach dem V-Modell, Abb. 13.10. Für alle Teilprozesse aus dem Modell gibt es detaillierte Prozess-beschreibungen, die kontinuierlich weiterentwickelt und gemessen werden. Ver-kettete Hilfswerkzeuge (Software Tools) sorgen dafür, dass die Prozesse mit ihren komplexen Anforderungen in der täglichen Arbeit bewerkstelligt werden können.

Abb. 13.9. Softwarestruktur am Beispiel eines automatisierten Nkw-Schaltgetriebes


Abb. 13.10. Prozessmodell für die Funktions- und Software-Entwicklung

Im linken Ast des Modells ist besonderes Augenmerk auf die konsequente Anfor-derungsanalyse und die Simulation bereits auf Spezifikationsebene gelegt. Damit wird erreicht, dass Fehler bereits in den Frühphasen erkannt und behoben werden können und sich nicht in die sehr aufwandsintensiven Teilprozesse des rechten Astes fortpflanzen [13.4].

Für die Tests innerhalb der Teilprozesse werden vielfältige Simulations- und Prüfwerkzeuge eingesetzt. Die SiL-Simulation (SiL = Software in the Loop) von Systemen erlaubt die Integration von unterschiedlichsten Programm-Modulen auf einer Betriebsebene, um damit komplette Systeme abbilden zu können. So werden beispielsweise Streckenmodelle, Steuerungscode, Monitorfunktionen, Verstell-funktionen und Debugger-Funktionen miteinander integriert. Dadurch wird der Test von Komplettsystemen ohne jegliche Spezialhardware ermöglicht.

Die Testmöglichkeiten reichen von Einzelschritten bis zur Komplettsimulation in Quasi-Echtzeit. Scriptfiles und vorher aufgezeichnete Streckendaten erlauben vollautomatische Testabläufe, deren Ergebnisse teilautomatisiert ausgewertet wer-den. Da häufig während der Funktions- und Software-Entwicklung noch gar keine funktionstauglichen Fahrzeuge existieren und durch Simulation eine hohe und reproduzierbare Transparenz gegeben ist, hat die SiL-Simulation große Bedeutung im Bereich der Analyse und Verifikation [13.3].

Für Simulationen und Systemtests mit den endgültigen Komponenten wird ein HiL-Testsystem verwendet (HiL = Hardware in the Loop). Ähnlich wie bei der SiL-Simulation werden die Strecken und Monitorfunktionen in einem komplexen Rechnersystem nachgebildet. Aufgrund der hohen Echtzeitanforderungen und der zusätzlichen Nachbildung von Elektronikperipherie ist hier ein leistungsfähiges Signalverarbeitungssystem erforderlich. In die HiL-Testsysteme können auch Applikations- bzw. Messsysteme gekoppelt werden.


Softwarequalität hat einen hohen Stellenwert. Zur Sicherstellung und Nachver-folgung der Qualität der Software dienen Kennzahlen über die Prozesse. Diese werden in regelmäßigen Abständen durch Prozess-Auditierungen (z.B. nach dem SPICE-Modell „Software Process Improvement and Capability Determination“, basierend auf ISO/IEC 15504) durchleuchtet. Das stellt sicher, dass das erforder-liche Qualitätsniveau in der Softwareentwicklung gegeben ist.

13.3.5 Weitere Beispiele für Getriebesteuerungssysteme

Der typische Aufbau und die prinzipielle Funktionsweise von Getriebesteuerungs-systemen sind auf den vorhergehenden Seiten der Abschnitte 13.3.1 bis 13.3.4 be-schrieben. Diese Darstellungen können auf die nachfolgenden Systemdiagramme von AT, DCT und CVT übertragen werden.

1/ Automatgetriebe (AT)

Der prinzipielle Aufbau von Steuerungssystemen für Automatgetriebe (AT) ähnelt dem des vorher beschrieben AMT-Getriebes. Die Schnittstelle zwischen Elektro-nik und Getriebe ist wesentlich durch die Anzahl elektro-hydraulischer Regel-ventile bestimmt, Abb. 13.11. Bei Pkw-Anwendungen sind die Getriebe zusätzlich mit einer integrierten Parksperre ausgestattet, die ein Feststellen des Fahrzeugs erlaubt. Je nach Ausführung kann die Parksperre mechanisch per Seilzug oder elektrisch über Stellglieder bedient werden. Siehe hiezu auch Abschn. 9.4.2 „Elektrisch aktivierte Parksperre“.

Abb. 13.11. Systemdiagramm für ein Automatgetriebe (AT)


Abb. 13.12. Systemdiagramm für ein Doppelkupplungsgetriebe (DCT)

2/ Doppelkupplungsgetriebe (DCT)

Doppelkupplungsgetriebe bestehen aus 2 ineinandergeschachtelten automatisier-ten Getrieben, bei denen jeder Getriebezweig über eine eigene Kupplung bedient wird, Abb. 13.12. Damit stellt auch die zugehörige Getriebesteuerung eine Art Kombination aus einer AMT-Steuerung (Betätigung der Schalteinrichtungen, wie z.B. Synchonisierungen) und einer AT-Steuerung (Kupplungen mit Lastschalt-Algorithmus) dar.

Abb. 13.13. Systemdiagramm für ein Stufenlosgetriebe (CVT)


3/ Stufenlosgetriebe (CVT)

Bei auf Umschlingungstrieben basierenden Stufenlosgetrieben wird von der elekt-ronischen Getriebesteuerung im Wesentlichen der Variator geregelt, Abb. 13.13. Hierbei ist neben der Übersetzungsregelung die Regelung des Anpressdruckes im Variator entscheidend, da darüber der Wirkungsgrad des gesamten Getriebes bestimmt wird.

13.4 Getriebeabstimmung durch fahrzeugspezifische Bedatung der Getriebesoftware

Unter Abstimmung (engl. Calibration) wird die Anpassung der Getriebeeigen-schaften an die Dynamik und das Verhalten des Gesamtfahrzeugs durch Bedatung der Software verstanden. Dazu gehört auch das Herausarbeiten von marken-typischen Eigenschaften. Beim Abstimmen werden die theoretischen Daten aus Berechnungen, z.B. der zulässigen Kupplungsbelastungen appliziert sowie vorge-gebene Projektdaten des Kunden eingearbeitet. Im Fahrzeug werden dann die Schaltungen nachgefahren, bewertet und gegebenenfalls korrigiert. Abbildung 13.14 zeigt den Unterschied zwischen Programm und Daten am Beispiel der Kupplungsbefüllung eines Automatgetriebes. Siehe auch Abschn. 9.3.2 „Ablauf der Schaltung“.

Abb. 13.14. Unterschied zwischen Programm (Software) und Daten (Abstimmung)

13.4 Getriebeabstimmung durch fahrzeugspezifische Bedatung der Getriebesoftware 595

Abgestimmt wird der Schaltablauf und die Schaltstrategie im Hinblick auf:

• Fahrkomfort: Schaltqualität, Schwingungen, Lastwechselverhalten, • Fahrverhalten: Spontaneität, Verbrauch/Emissionen und • Fahrsicherheit: Funktionssicherheit, Dauerhaltbarkeit des Getriebes.

Das Erreichen der vorgenannten Ziele muss über die gesamte Lebensdauer des Fahrzeugs, über die Serienstreuung der Getriebekomponenten und über sämtliche Umweltbedingungen hinweg sichergestellt sein. Dazu werden adaptive (lernende) Funktionen in der Software eingesetzt und bei der Abstimmung bedatet. Das korrekte Wirken der Adaptionsfunktionen muss in Grenzmusterbetrachtungen validiert werden. Bei der Grenzmusterbetrachtung werden Getriebe unter Ausnut-zung der Toleranzgrenzen überprüft. Hier gehen beispielsweise ein:

• Kupplungslüftspiele, • Federkrafttoleranzen, • O-Ring-Verpressungen, • Druckregler-Toleranzen, • usw.

14 Rechnerunterstützte Getriebeentwicklung

Simulation bedeutet die Abbildung von Phänomenen der Wirklichkeit im Rechner

Der steigende Termin- und Kostendruck bei der Entwicklung von Fahrzeug-getrieben erfordert einen konsequenten Einsatz von CAE-Methoden (Computer-Aided-Engineering), Abb. 14.1. Indem möglichst viele Eigenschaften der einzel-nen Komponenten und des Gesamtsystems Getriebe schon frühzeitig im Computer überprüft und optimiert werden, steigen zwar die Aufwendungen in der frühen Entwicklungsphase. Durch Einsparung von Entwicklungsschleifen ergibt sich aber insgesamt ein deutlicher Zeit-, Kosten- und Qualitätsvorteil.

Abb. 14.1. Rechnerunterstützte Entwicklung von Fahrzeuggetrieben

14.1 Grundlagen und Werkzeuge 597

Idealerweise werden die Berechnungen und Simulationen entwicklungsbegleitend durchgeführt, beginnend bei der Bewertung der ersten Entwürfe des Räder-schemas bis zur Optimierung der Fertigungsprozesse [14.5]. Siehe dazu auch die Ausführungen zum Entwicklungsprozess in Abschn. 15.4.

Bereits bei der Bewertung verschiedener Getriebekonzepte können CAE-Methoden wertvolle Entscheidungshilfen geben, beispielsweise durch ver-gleichende Fahrleistungs- und Verbrauchssimulationen oder bei der Analyse und Synthese von Getriebesystemen. Liegt das Getriebekonzept und das Räderschema fest, werden zunächst die Radsätze ausgelegt. Hierfür müssen aus den späteren Einsatzbedingungen im Fahrzeug die auslegungsrelevanten Lastfälle und entspre-chende Lastkollektive abgeleitet und festgelegt werden. Für die erste Grobdimen-sionierung von Maschinenelementen wie Verzahnungen, Wellen, Lager, Kupp-lungen oder Schrauben bieten kommerzielle Softwarefirmen zahlreiche Berech-nungsprogramme an.

Mit fortschreitendem Detaillierungsgrad der Konstruktion werden einerseits die einzelnen Komponenten mit verfeinerten Berechnungsmethoden genauer unter-sucht, andererseits muss nun auch zunehmend das Zusammenwirken des Getriebes mit anderen Komponenten im Gesamtsystem Fahrzeug beachtet werden. Einige Aufgabenstellungen können direkt im CAD-Umfeld bearbeitet werden, beispiels-weise Toleranzanalysen, Kinematikuntersuchungen für die Schaltung oder Monta-gesimulationen. Andere Themen wie Fertigungssimulationen oder Strömungs-berechnungen erfordern spezielle Tools. Für komplexe Funktionsuntersuchungen wie Schaltkomfortsimulationen müssen teilweise Mechanik-, Hydraulik-, Pneu-matik- und Elektronikmodelle gekoppelt werden [14.4].

14.1 Grundlagen und Werkzeuge

Auch wenn sich die einzelnen Berechnungsmethoden stark voneinander unter-scheiden, so lässt sich der grundsätzliche Ablauf der Berechnungen doch meist in die in Abb. 14.2 gezeigten Teilschritte zerlegen. Vor Beginn der Berechnungen ist unbedingt eine klar formulierte Aufgabenbeschreibung mit eindeutigen Zielen zu erstellen. Auf dieser Basis ist aus der technischen Konstruktion zunächst ein physikalisches Modell zu erstellen. Je nach Aufgabenstellung müssen hierfür geeignete Systemgrenzen, realistische Randbedingungen und eine dem Problem angemessene Idealisierung gewählt werden. Hierbei sind immer Annahmen und Vereinfachungen zu treffen, die im Einklang mit dem zu untersuchenden Problem stehen müssen. So dürfen mit einem linear-elastischen FE-Modell keine Spannun-gen oberhalb der Streckgrenze berechnet werden und ein reines Torsions-schwingungsmodell kann keine Aussagen über Biegeeigenfrequenzen von Wellen machen. Da mit steigendem Diskretisierungsgrad nicht nur die Genauigkeit, sondern auch der Aufwand steigt, sollten die Modelle so einfach wie möglich und so komplex wie nötig gehalten werden.

598 14 Rechnerunterstützte Getriebeentwicklung

Abb. 14.2. Prinzipieller Ablauf von Berechnungen, Teilschritte

Aus dem physikalischen Modell wird im nächsten Schritt ein mathematisches Modell abgeleitet, das beispielsweise die Bewegungsgleichungen oder die Formeln zur Berechnung von Spannungen beinhaltet. Die eigentliche Berechnung, also die Lösung der mathematischen Gleichungen, wird von geeigneter Software meist problemlos erledigt. Bei numerischen Verfahren helfen Konvergenzbetrach-tungen mit verschiedenen Diskretisierungstiefen, um Einflüsse der Diskretisierung auf das Ergebnis einzugrenzen. Eine große Bedeutung kommt schließlich der Auswertung und Interpretation der Berechnungsergebnisse zu. Auswertungen mit zahlreichen Nachkommastellen suggerieren eine hohe Genauigkeit, die bei kriti-scher Betrachtung oftmals schon deshalb nicht gegeben ist, weil die eingangs getroffenen Annahmen und Vereinfachungen gewisse Unschärfen im Ergebnis bedingen. Die Genauigkeit der Berechnungsergebnisse hängt immer auch direkt von der Qualität der Eingabedaten ab. Plausibilitätskontrollen, Extremwert-betrachtungen und Vergleichsrechnungen mit bekannten Konstruktionen helfen bei der richtigen Einschätzung der Berechnungsergebnisse. Für die Ableitung von geeigneten Maßnahmen im Falle der Nichterreichung der Ziele sind Sensitivitäts-untersuchungen und Parameterstudien hilfreich, die bei vorhandenem Modell am Rechner schnell durchgeführt werden können. Die abgeleiteten konstruktiven Maßnahmen sollten stets durch eine erneute Berechnung auf ihre Wirksamkeit überprüft werden, bevor sie umgesetzt werden [14.18].

1/ Finite-Elemente-Methode (FEM)

Für detaillierte Untersuchungen insbesondere an komplexen Bauteilen ist die Fini-te-Elemente-Methode (FEM) weit verbreitet. Durch eine enge Kopplung an CAD-Daten und automatische Vernetzungsmöglichkeiten ist der Aufwand für die Netz-erstellung in den letzten Jahren erheblich gesunken. Die FE-Berechnung von Ver-formungen und Spannungen bei einfachen Bauteilen in statischen Lastfällen kann vom Konstrukteur im CAD-Umfeld nach entsprechender Ausbildung teilweise selbst durchgeführt werden. Für anspruchsvollere Aufgaben ist der Einsatz von


speziell ausgebildeten Berechnungsingenieuren erforderlich. Durch unsachgemäße Anwendung können Laien völlig irreführende Ergebnisse produzieren. Richtig eingesetzt ist die FEM jedoch ein mächtiges Werkzeug mit vielen Möglichkeiten [14.1, 14.22].

Mit der FEM können beispielsweise zuverlässig die Spannungen an quer-gebohrten Wellen oder komplexen Gussgehäusen ermittelt werden, deren Kerb-geometrie nicht durch das Nennspannungskonzept abgedeckt ist und die damit einer analytischen Berechnung nicht mehr zugänglich sind. Mit dem örtlichen Konzept können mit nachgelagerten Betriebsfestigkeits-Programmen aus den berechneten Spannungen Schädigungen und die zu erwartende Lebensdauer abge-leitet werden. Ein weiteres Anwendungsbeispiel für die FEM ist die Berechnung von thermischen Spannungen bei Trockenkupplungen. Dabei kann die Abhängig-keit des Wärmeeintrags von der Verformung der Bauteile beim Einkuppeln berücksichtigt werden. Daraus lässt sich die zeitabhängige Temperaturverteilung berechnen und die thermischen Spannungen können den mechanischen Span-nungen überlagert werden.

Mit großem Erfolg werden heute FEM-basierte Strukturoptimierer eingesetzt. Der Anwender macht Vorgaben für Zielfunktionen und definiert Restriktionen, beispielsweise soll die Steifigkeit maximiert werden und dabei darf das Gewicht einen vorgegebenen Grenzwert nicht übersteigen. Rechnergestützt werden dann optimale Geometrien vorgeschlagen, die vom Konstrukteur oft nicht intuitiv gefunden werden. Man unterscheidet zwischen Topologie-, Shape- und Para-meteroptimierung. Die Topologieoptimierung dient zur Findung der grundsätz-lichen Gestalt eines Bauteils unter optimaler Ausnutzung eines vorgegebenen Bauraums. Die Shape- oder Formoptimierung verbessert die gefundene Gestalt durch lokale Modifikationen der Oberfläche und erreicht dadurch eine gleich-mäßigere Ausnutzung des Materials. Mit der Parameteroptimierung lassen sich einzelne Parameter, beispielsweise die Verteilung der Wandstärke, optimieren. Moderne Optimierer können mehrere Lastfälle gleichzeitig verarbeiten und berücksichtigen Fertigungsrestriktionen, wie die Ausziehrichtung von Tiefzieh-werkzeugen oder Gussformen.

2/ Gehäusegestaltung mit Topologieoptimierung

Besonderes Augenmerk bei der rechnergestützten Getriebeentwicklung ist auf das Getriebegehäuse mit seiner meist sehr komplexen Geometrie zu legen. Bei Fahr-zeuggetrieben überwiegt die Ausführung als Druckgussteil in Leichtmetall. Da die Konstruktion des Gehäuses und die Erstellung der Druckgussformen sehr zeit- und kostenintensiv sind, bietet eine Reduzierung der Entwicklungsschleifen hier großes Einsparpotential.

Als erster Schritt ist bei Neuentwicklungen eine Topologieoptimierung zu emp-fehlen. Auf Basis des verfügbaren Bauraums und der am Gehäuse wirkenden Las-ten schlägt die Optimierungssoftware Wandverläufe und Rippenanordnungen vor, die einen optimalen Kompromiss zwischen Leichtbau und Steifigkeit darstellen. Diese Vorschläge werden über Flächenrückführung in das CAD-System übertra-gen, wo die weitere Ausgestaltung erfolgt. Die auskonstruierte Gehäusegeometrie


wird im nächsten Schritt mit der FEM detailliert bezüglich Verformungen, Span-nungen und Eigenfrequenzen untersucht, wobei wieder Optimierungsverfahren eingesetzt werden können. Erst wenn die Berechnungsergebnisse zeigen, dass die Anforderungen mit hoher Wahrscheinlichkeit erfüllt werden, ist die Freigabe zur Erstellung der Prototypen für die Bestätigungsversuche zu empfehlen.

3/ Schwingungs- und Akustiksimulation

Bedingt durch zunehmenden Leichtbau und steigende Komfortansprüche der Kunden haben Simulationen des dynamischen und akustischen Verhaltens stark an Bedeutung gewonnen. Mit speziellen Drehschwingungsprogrammen wird der komplette Antriebsstrang mit starren Massenelementen und masselosen Federele-menten abgebildet, wobei nur der Torsionsfreiheitsgrad betrachtet wird. Eine typi-sche Anwendung für lineare Modelle ist die Auslegung des Torsionsdämpfers oder Zweimassenschwungrads zur schwingungstechnischen Entkoppelung des Getriebes vom Motor. Mit nichtlinearen Modellen können auch komplexere Prob-leme, wie Rasselgeräusche oder Reibschwingungen untersucht werden.

Für weitergehende Fragestellungen wie Biegeschwingungen von Wellen kom-men die Mehrkörpersystem-Simulation (MKS) und die FEM zum Einsatz. Bei der MKS-Simulation werden starre Körper gelenkig miteinander verbunden, wobei auch reduzierte FE-Modelle eingebunden werden können. Für die Berechnung der Geräuschabstrahlung vom Getriebegehäuse wird meist die Boundary-Elemente-Methode (BEM) verwendet. Um im Bereich der Akustiksimulation zuverlässige Berechnungsergebnisse zu erhalten, sind Abgleiche mit experimentellen Metho-den unerlässlich, beispielsweise um Dämpfungswerte zu bestimmen [14.7–14.8, 14.11–14.12, 14.20, 14.25].

4/ Wirkungsgrad- und Thermodynamiksimulation

Aus physikalischen Zusammenhängen und empirischen Ansätzen werden Berech-nungsgleichungen für die Verlustleistungen aller Getriebekomponenten abgeleitet. Daraus kann das Wirkungsgradkennfeld des Getriebes in Abhängigkeit von Dreh-zahl, Drehmoment und Temperatur berechnet werden. Siehe auch Abb. 3.5.

Die hohe Leistungsdichte in Fahrzeuggetrieben und die zunehmende Tendenz zur Kapselung des Motorraumes erfordern eine sorgfältige Betrachtung des ther-modynamischen Verhaltens von Getrieben. Die Berechnungsgleichungen können durch Kennwerte für Wärmeübergänge, Wärmekapazitäten und Randbedingungen ergänzt und zu thermodynamischen Netzwerkmodellen erweitert werden. Mit solchen Modellen können die Fluidströme des Schmier- und Kühlöls im Getriebe berechnet sowie in kritischen Betriebspunkten lokale Temperaturspitzen entdeckt werden. Durch Optimierungsalgorithmen können dann die Ölleitungen so ausge-legt werden, dass im Getriebe ein möglichst gleichmäßiges Temperaturniveau ent-steht.

Für die Wärmetauscherauslegung bei Getrieben mit Ölkühler muss das Modell auf das komplette Fahrzeugkühlsystem erweitert werden. Realistische Randbe-dingungen für die Luftumströmung im Motorraum können dabei aus CFD-Rechnungen (Computational Fluid Dynamics) ermittelt werden.


Durch Koppelung des thermodynamischen Modells mit der Fahrsimulation kann der zeitliche Verlauf der Getriebeöltemperatur in bestimmten Fahrzyklen oder auf virtuellen Strecken berechnet werden. Wird das elektronische Schaltprogramm in diese Rechnungen eingebunden, so können auch temperaturabhängige Rückregel-strategien für Retarder bei Automatgetrieben in Nutzfahrzeugen untersucht wer-den [14.9, 14.27].

5/ Verbrauchs- und Fahrleistungssimulation

Siehe Abschn. 14.2 „Fahrsimulation“

6/ Berechnung und Versuch

In der Zusammenarbeit zwischen Berechnung und Versuch hat sich gezeigt, dass Simulation und Experiment zwei gleichwertige Methoden zur Problemlösung sind, die beide spezifische Vor- und Nachteile aufweisen. Die besten Ergebnisse werden erzielt, wenn beide Methoden unter Nutzung der jeweiligen Vorteile kom-biniert werden.

Bei der Einführung von neuen Berechnungsmethoden und dem Einsatz von bewährten Methoden auf neuen Anwendungsgebieten empfiehlt sich immer eine Verifikation durch Versuche. Aber auch bei der Ermittlung von unklaren Einga-bedaten für Berechnungen, wie beispielsweise Dämpfungswerten, sind Versuche sehr wichtig. Bei komplexen Getriebesystemen haben Messungen ferner den Vorteil, dass automatisch alle nichtlinearen Effekte und die Einflüsse aus dem Zusammenspiel der Komponenten in den Ergebnissen enthalten sind.

Berechnungen haben dagegen Vorteile bei der Reproduzierbarkeit, der Mög-lichkeit zur isolierten Variation von einzelnen Parametern und bei der Unter-suchung von schwer zugänglichen Bauteilen. Berechnungen liefern erste Erkennt-nisse bereits bevor Prototypen verfügbar sind und Variantenuntersuchungen lassen sich schnell und kostengünstig am Rechner durchführen. In vielen Fällen können Messungen leichter feststellen, ob überhaupt ein Problem vorliegt und wie gravie-rend es ist, während Berechnungen besser für die Ursachenfindung geeignet sind.

Die Verifikation von Berechnungsmodellen über Versuche setzt gleiche Rand-bedingungen und identische Bauzustände voraus. Montageeinflüsse und unver-meidbare Streuungen von Materialeigenschaften und Geometrien haben zur Folge, dass immer gewisse Unterschiede zwischen Berechnungs- und Versuchsergebnis bestehen bleiben.

7/ Qualität und Effektivität in der Berechnung

Um die Vorteile der CAE-Methoden effektiv nutzen zu können, sind die zuge-hörigen Prozesse gesamthaft zu optimieren. Hardwarekosten treten gegenüber den Softwarekosten immer mehr in den Hintergrund. Wiederverwendbarkeit von Daten, Reduzierung der Reibungsverluste an den Schnittstellen zu benachbarten Prozessen, Standardisierung von Berechnungsabläufen und Automatisierung von Standardberechnungen sind wichtige Punkte. Mit der wachsenden Bedeutung der


CAE-Methoden im Entwicklungsprozess steigt auch die Verantwortung der Berechnungsingenieure für die Qualität der Ergebnisse [14.19, 14.24, 14.30].

14.2 Fahrsimulation

Als eine wichtige Rechneranwendung bei der Entwicklung von Fahrzeuggetrieben wird im Folgenden die rechnerische Fahrsimulation näher betrachtet. Fahrsimula-tionsverfahren für fahrzeug- und verkehrstechnische Fragen lassen sich gemäß Abb. 14.3 in drei Klassen einteilen [14.15].

Submikroskopische Fahrsimulation (Fahrsimulation)

Die submikroskopische Fahrsimulation stellt die klassische Anwendung der Fahr-simulation im Hinblick auf die Optimierung von Triebstrangkomponenten dar. Erste Anwendungen gehen bis in die 1970er Jahre zurück. Das Fahrzeug wird bauteilfein im Rechner abgebildet, d.h. alle interessierenden Bauteile des Fahr-zeugs bzw. des Triebstrangs werden modelliert. Die Modellierungstiefe richtet sich dabei nach den Anforderungen.

Mikroskopische Fahrsimulation (Verkehrssimulation)

Der Fahrer trifft nur noch selten einen ungebundenen Verkehr an, der ihm die freie Wahl der Fahrweise und Fahrgeschwindigkeit erlaubt. Vielmehr muss zunehmend mit teilgebundenen oder sogar gebundenen Verkehrssituationen gerechnet werden. Kolonnenfahrt ohne Überholmöglichkeit wird beispielsweise als gebundener Verkehr bezeichnet.

Abb. 14.3. Grobklassifizierung von Fahrsimulationsverfahren. Submikroskopische und mikroskopische Fahrsimulation werden auch kombiniert eingesetzt

14.2 Fahrsimulation 603

Bei der mikroskopischen Fahrsimulation wird das Fahrzeug im Verkehrsumfeld betrachtet [14.26]. Es interessieren die Bewegungsvorgänge des zu untersuchen-den Fahrzeugs in Abhängigkeit des umgebenden Verkehrs. Diese Bewegungsvor-gänge wiederum haben Auswirkung auf Bauteile des Einzelfahrzeugs. Deshalb wird verstärkt die submikroskopische und die mikroskopische Fahrsimulation kombiniert, Abb. 14.3.

Makroskopische Fahrsimulation (Verkehrsfluss-Simulation)

Bei der makroskopischen Fahrsimulation werden durch kontinuumsmechanische Ansätze ganze Fahrzeugströme betrachtet. Untersuchungsziele sind in der Regel verkehrstechnische Fragen [14.28].

14.2.1 Simulation der Fahrzeuglängsdynamik

Wenn nachfolgend von „Fahrsimulation“ die Rede ist, dann wird darunter die bau-teilfeine, den Antriebsstrang in seinen Komponenten betrachtende submikrosko-pische Fahrsimulation verstanden. Simulationsverfahren zur Untersuchung der Fahrstabilität, so genannte Zweispurmodelle, werden hier nicht betrachtet.

Die rechnerische Simulation der Fahrzeuglängsdynamik ermöglicht schon in sehr frühen Entwicklungsphasen, in denen noch keine Prototypen zur Verfügung stehen, Aussagen zu:

• Verbrauch (Kraftstoff, elektrische Energie), • Emissionen, • Fahrleistungen, • Lastkollektiven für Lebensdauervorhersagen [14.6, 14.13] und • Fahrbarkeit (Driveability).

An die Qualität der Simulationsergebnisse werden hohe Anforderungen gestellt. Vor allem die mit einem neuen Getriebe zu erreichenden Verbrauchswerte sind entscheidend. Aber auch die Fahrleistungen werden detailliert untersucht. Die Werte werden für eine definierte Motor-, Getriebe-, Achskonfiguration bereits in der Konzeptphase festgelegt und im Lastenheft fixiert.

Das komplexe Fahrer-Fahrzeug-Strecke-System kann derart abstrahiert werden, dass auch Einzelmaßnahmen in ihrer Auswirkung auf das System untersuchbar sind. Die durch Simulation gewonnenen Fahrzustandsdaten werden auch als Soll-wertvorgabe für Komponenten- und Triebstrangprüfstände verwendet („Hard- und Software in the Loop“). Wesentliche Vorteile der Fahrsimulation gegenüber Test-fahrten sind [14.16]:

• Reproduzierbare Verhältnisse, • Gutes Zeit-/Kostenverhältnis, • Berechnungen sind während des gesamten Entwicklungsablaufs möglich und • Verkürzung der Entwicklungszeit durch parallele Produktentwicklung.


Abb. 14.4. Fahrer-Fahrzeug-Strecke-Regelkreis. Wirkende Umwelt-Störgrößen

Kern der Fahrsimulation ist der Fahrer-Fahrzeug-Strecke-Regelkreis, Abb. 14.4. Der Fahrer wirkt als Regler auf die Regelstrecke Fahrzeug mit dem Ziel ein, die tatsächlich gefahrene Geschwindigkeit möglichst gut an die Führungsgröße Wunschgeschwindigkeit anzunähern. Die Wunschgeschwindigkeit ist die Ge-schwindigkeit, mit der sich das Fahrzeug bewegen würde, wenn keinerlei Umwelt-Störgrößen wirken. Sowohl auf den Fahrer als Regler als auch auf das Fahrzeug als Regelstrecke wirken Umwelt-Störgrößen. Dazu zählen die anderen Ver-kehrsteilnehmer, die Verkehrsvorschriften, die Witterungsverhältnisse und das dreidimensionale Streckenprofil.

Einen wesentlichen Einfluss auf das System Kraftfahrzeug haben die Einsatz-bedingungen. Fahrstrecken und Fahrstil sind fahrerabhängig und folglich sehr unterschiedlich. Für die Getriebeauslegung sind sowohl repräsentative als auch extreme Einsatzbedingungen zu berücksichtigen. Es genügt daher nicht, in der Fahrsimulation nur Normzyklen, z.B. NEFZ2000, Tabelle 5.4, zu betrachten, sondern es müssen auch reale Strecken vorgegeben werden. Je realitätsnäher die Streckenvorgabedaten sind, desto besser können unterschiedliche Einsatzbedin-gungen im Rechner nachgebildet werden.

Die Einsatzbedingungen können in einer Pilotfahrt erfasst werden. Bei der Pilotfahrt werden neben dem dreidimensionalen Streckenprofil, Straßenraum-informationen und die gefahrene Geschwindigkeit aufgezeichnet. Dieses Ge-schwindigkeitsprofil wird als Pilotgeschwindigkeitsprofil bezeichnet. In der Pilot-geschwindigkeit sind die Umwelt-Störgrößen, wie sie zum Zeitpunkt der Pilotfahrt auf der Strecke herrschten, berücksichtigt.

Die Pilotgeschwindigkeit als Vorgabegeschwindigkeit für die Fahrsimulations-rechnung zu verwenden, ist ein bewährtes Verfahren. Alternativ zur Pilot-geschwindigkeit kann die Vorgabegeschwindigkeit auch durch eine Verkehrs-simulation (mikroskopische Fahrsimulation) gewonnen werden [14.21]. In der


Verkehrssimulation wird die Geschwindigkeit des betrachteten Fahrzeugs aus der Wunschgeschwindigkeit und den Umwelt-Störgrößen errechnet.

Eine Verknüpfung der das Einzelfahrzeug und seine Komponenten betrachten-den submikroskopischen Fahrsimulation mit der mikroskopischen Fahrsimulation ist sinnvoll. Zu viele Vorgabe- bzw. Einstellparameter und zu komplexe Ver-kehrsmodelle können jedoch für scharfe Ergebnisaussagen der Fahrsimulations-rechnungen auch hinderlich sein.

Die eingesetzten Simulationsverfahren sind analytische Verfahren. Sie beruhen auf den Grundgleichungen der Fahrdynamik, Gl. (3.18–3.22). Für sie werden in der Literatur auch die Begriffe geodätische oder dynamische Fahrsimulation ver-wendet. Sie weisen einen direkten Zeit-/Wegbezug auf. Längs einzelner Teil-streckenintervalle werden gemäß der Sollgeschwindigkeit die Bewegungsglei-chungen integriert. Die realen Einsatzbedingungen werden mit Pilotfahrten erfasst.

Um beliebige Antriebsstränge anschaulich und übersichtlich modellieren zu können, ist ein modularer Aufbau des Simulationsprogramms erforderlich, Abb. 14.5. Bekannte, modulorientierte Programme, wie z.B. Simulink [14.33], sind für Fahrsimulationen weniger geeignet, da sie auf Signalkopplung beruhen. Prädestiniert sind Werkzeuge, bei denen die Teilmodelle mit einer Leistungskopp-lung verbunden werden können [14.3, 14.23, 14.29, 14.31–14.32].

Bei der Leistungskopplung reagiert der Fahrerregler auf Abweichungen der Istgeschwindigkeit von der Sollgeschwindigkeit durch Änderung der Gaspedal-stellung. Es wird vom „Softwarefahrer“ über die Gaspedalstellung und das Motor-kennfeld zu den Antriebsrädern gerechnet. Einfacher bezüglich der Fahrer-regelung, deutlich schneller in der Rechengeschwindigkeit, aber auch weniger vielseitig, sind Simulationsprogramme, die nach dem umgekehrten Prinzip arbeiten. Dort wird von der Bedarfsleistung an den Rädern, die sich aus den Fahr-widerständen ergibt, zum Betriebspunkt im Motorkennfeld gerechnet.

Abb. 14.5. Grundmodul und Beispiele für Teilmodule mit Leistungskopplung


Abb. 14.6. Aus den Triebstrangmodulen zusammengesetzter Hybridantriebsstrang [14.23]

Auf die vorgestellte Art und Weise stellt die Triebstrangsimulation ein modulares Problem dar. Die einzelnen Triebstrangkomponenten können als Module betrach-tet werden, die über exakt definierte Schnittstellen gekoppelt sind. Zur programm-technischen Umsetzung einer solchen Problemstellung stellen daher objektorien-tierte Programmiersprachen ein geeignetes Werkzeug dar.

In Abb. 14.6 ist beispielhaft ein paralleler Hybridantriebsstrang aus den be-schriebenen Triebstrangmodulen zusammengesetzt. Verluste durch Pumpen, Nebenaggregate usw. sowie die Wirkungsgrade der einzelnen Triebstrangelemente sind zu berücksichtigen.

An den Modulverknüpfungsstellen sind sämtliche Informationen zu Drehzahl, Drehmoment und Verlusten abgreifbar. Je nach Untersuchungsziel können die Triebstrangmodule feiner aufgelöst oder zu größeren Einheiten zusammengefasst werden.

Dem Fahrermodell ist große Aufmerksamkeit zu schenken, da der Fahrer wesentlichen Einfluss auf Energieverbrauch, Emissionen, Fahrleistungen und Lastkollektive hat.

14.2.2 Streckendatensatz, Streckendatenerfassung

Die Notwendigkeit zur Erfassung des vertikalen Streckenprofils für die Fahr-simulation ergibt sich aus der Nachbildung des Steigungswiderstands. Das Höhen- bzw.

• Steigungsprofil

einer Strecke muss daher in größtmöglicher Genauigkeit vorliegen.

• Horizontales Streckenprofil und • Straßenrauminformationen wie Ortsdurchfahrten, Geschwindigkeits-

beschränkungen, Straßenbreite etc.

können als zusätzliche Entscheidungskriterien für den Fahrerregler verwendet werden oder als Vorgabegrößen für Verkehrsmodelle und daraus entwickelte Ver-


kehrssimulationsrechnungen dienen. Wird das aufgezeichnete Pilotgeschwindig-keitsprofil auch als

• Vorgabegeschwindigkeit für die Simulation

verwendet, muss das Pilotfahrzeug in Art und Motorisierung dem zu simulieren-den Fahrzeug ähnlich sein. Daher muss das Streckendaten-Aufzeichnungsgerät mobil und ohne größeren Aufwand in jedem beliebigen Fahrzeug einsetzbar sein. Nachfolgend sind einige Verfahren zur Erfassung der Streckendaten aufgeführt:

• Weg- und Geschwindigkeitsmessung mit MDS: Mit dem Mikrowellen-Doppler-Sensor (MDS) werden Weg- und Geschwindig-keit des Fahrzeugs aufgezeichnet. Hierbei wird die Frequenzverschiebung eines ausgesandten Radarstrahls zu dem von der Fahrbahn reflektierten und dann empfangenen Signal ausgewertet [14.13–14.14].

• Barometrische Höhenmessung: Mit Höhenprofilmessgeräten, die auf der barometrischen Luftdruckmessung basieren, wird das vertikale Streckenprofil über dem Fahrweg aufgezeichnet. Die Auswertesoftware ermöglicht die Umrechnung des Luftdrucks in Höhen-meter unter Berücksichtigung verschiedener Korrekturmaßnahmen [14.10].

• Kreiselsysteme: Zur dreidimensionalen Erfassung topographischer Streckendaten werden unter anderem Kreiselsysteme verwendet [14.2, 14.13]. Solche Inertialnavigations-systeme liefern genaue Ergebnisse.

• Satellitengestützte Streckendatenerfassung mit GPS: Mit dem satellitengestützten Ortungssystem GPS (Global Positioning System) steht ein Werkzeug zur Verfügung, mit dem die dreidimensionale Position und die Eigengeschwindigkeit eines im normalen Straßenverkehr fahrenden Fahr-zeugs bestimmt und aufgezeichnet werden kann [14.17].

• Koppelortungssysteme: Kombination mindestens zweier Verfahren [14.13–14.14].

15 Entwicklungsprozess von Fahrzeuggetrieben

Konstruieren ist Kreativität mit Disziplin

Das vorliegende Buch will den Entwicklungsablauf für Fahrzeuggetriebe in seiner Gesamtheit darstellen. Nur ein Produkt, das sich auch verkaufen lässt, ist erfolg-reich!

Für ein gesundes Produktprogramm (Abschn. 15.1) ist eine an strategischen Zielen orientierte Produktplanung (Abschn. 15.2) erforderlich. Der Entwicklungs-ablauf, Abb. 15.1, beginnt mit der Produktplanung, in die wesentliche Randbedin-gungen des Produktumfelds einfließen. Die Formulierung der Anforderungsliste (Lastenheft) bildet die Grundlage für die sich anschließende Konzeptphase, in der verschiedene Lösungsvarianten aufgestellt und bewertet werden und die geeignete Lösung ausgewählt wird. Dieses Lösungskonzept wird dann durch Grob- und Feingestaltung für alle Teillösungen realisiert. Die Serienfreigabe für das neue Erzeugnis erfolgt, wenn alle Dokumentationsunterlagen erstellt sind und die Erprobung erfolgreich abgeschlossen wurde.

Am Produktentstehungsprozess (PEP) eines neuen Getriebes sind alle Funktio-nen der Wertschöpfungskette beteiligt, Abb. 15.2. Eine geeignete Projektorganisa-tion bindet die interdisziplinären Teilprozesse zusammen.

Zum Erreichen der Entwicklungsziele und zur Kontrolle des Projektfortschritts wird der gesamte PEP in überschaubare Etappen, die Freigabestufen, unterteilt. Abschn. 15.3 zeigt diese Vorgehensweise. Abschließend geht Abschn. 15.4 auf den Konstruktionsprozess und das Methodische Konstruieren ein.

Abb. 15.1. Produktumfeld und Entwicklungsablauf

15.1 Produktlebensphasen 609

Abb. 15.2. Wertschöpfungskette

15.1 Produktlebensphasen

Die Lebensdauer eines Produkts ist begrenzt. Jedes Produkt wird über kurz oder lang von einem neuen Produkt abgelöst. Die Gründe hierfür sind sehr vielschich-tig:

• neue technische Entwicklungen mit höherem Funktionswert, • wirtschaftlichere Fertigungsmethoden neuer Erzeugnisse, • Nachfrageschwankungen des Markts und Modetrends, • Konsumdenken der Verbraucher, • gesetzliche und wirtschaftliche Maßnahmen und • ungenügende oder falsche Marktpolitik.

Jedes Erzeugnis durchlebt während seiner Produktionsdauer verschiedene Lebens-phasen, die unterschiedlich ausgeprägt sein können, Abb. 15.3. Die Unternehmen müssen diesen Lebenszyklus überwachen, d.h. sie müssen wissen, in welcher Lebensphase sich jedes Produkt befindet, um rechtzeitig Maßnahmen für die Ent-wicklung neuer Erzeugnisse einleiten zu können.

Der abnehmende Absatz eines Produkts infolge Erreichen der Produktlebens-zeit muss durch rechtzeitige Entwicklung neuer Produkte aufgefangen werden, siehe Abb. 15.4.

Abb. 15.3. Lebenszyklus eines Produkts

610 15 Entwicklungsprozess von Fahrzeuggetrieben

Abb. 15.4. Vermeiden von Umsatzeinbrüchen durch kontinuierliche Entwicklung neuer Produkte

Die meisten Unternehmen stellen verschiedene Erzeugnisse her, um unterschied-liche Umsatzmengen und Gewinnquoten auszugleichen. Die Altersstruktur dieser Produktpalette sollte ausgewogen sein. Die Produktpalette eines Unternehmens darf nicht veralten. Gesund ist ein Unternehmen nur, wenn 50 % des Umsatzes mit Produkten erzielt werden, die nicht älter als drei bis fünf Jahre sind. Abb. 15.5 zeigt die Altersstruktur verschiedener Erzeugnisprogramme, wobei einmal ein gesundes und zum anderen ein überaltertes Produktionsprogramm dargestellt ist.

Die Lebenszeit einzelner Erzeugnisse kann recht unterschiedlich sein; sie ist stark von der Konsumnähe des Produkts geprägt. Durch die schnell voranschrei-tende Entwicklung verkürzt sich die Innovationszeit neuer Erzeugnisse immer weiter. Um den Marktanforderungen gerecht zu werden, müssen die Unternehmen ein ausgewogenes Erzeugnisprogramm anbieten. Sie müssen in der Lage sein, ein veraltetes Produkt rasch durch ein neues Erzeugnis ersetzen zu können. Nur durch Produktflexibilität bleibt ein Unternehmen konkurrenzfähig.

Mit Hilfe der Systemtechnik lassen sich die Lebensphasen eines Produkts be-schreiben. In Abb. 15.6 ist der Werdegang eines Produkts, ausgehend von den Marktbedürfnissen über die Realisierung bis hin zur Aufbereitung des Abfall-produkts, dargestellt.

Abb. 15.5. Altersstruktur von Erzeugnisprogrammen

15.2 Produktstrategie, Produktplanung 611

Abb. 15.6. Lebensphasen eines Produkts nach VDI 2221 [15.18]

15.2 Produktstrategie, Produktplanung

Die richtige Einschätzung der Markt-, Technik-, und Technologietrends ist von hoher Bedeutung. Um Fehlentwicklungen zu vermeiden, muss die Planung neuer Produkte systematisch und permanent (in definierten Zyklen) erfolgen. Es gilt die zukünftigen Anforderungen frühzeitig zu erkennen, zu bewerten und daraus Stra-tegien und neue Produkte abzuleiten. Siehe auch Abschn. 2.5 „Trends“. Zum Thema Strategiemanagement sei auf die einschlägige Literatur verwiesen.

Die meisten Fehlentwicklungen beruhen auf ungenügender Vorklärung der Anforderungen an das Produkt und unzureichender Formulierung der Aufgabe. Die Produktplanung umfasst „die methodische Integration, Koordination und Auswertung aller produktbestimmenden Faktoren aus Markt, Wissenschaft, Tech-nik und Unternehmen, die auf optimale Produktentstehung gerichtet sind“ [15.3]. Die Produktplanung

• sucht neue Ideen und fördert sie, • untersucht das Umfeld neuer Produkte (Markt, Gesetzgeber), • überprüft die Machbarkeit einer Entwicklung und steuert sie und • plant und kontrolliert den Entwicklungsablauf.

Produkte können für traditionelle oder neue Märkte und mit traditionellen oder neuen Technologien entwickelt werden. Abbildung 15.7 zeigt ein modifiziertes Ansoff-Diagramm. Am risikoreichsten sind Produkte mit neuen Technologien (neue Produkte), die gleichzeitig für neue Märkte bestimmt sind.


Abb. 15.7. Aufgaben der Produktplanung (Ansoff-Diagramm)

15.3 Freigabestufen im Produktentstehungsprozess

Für das Erreichen der Entwicklungsziele bzgl. Funktionalität, Leistungsdaten, Qualität, Kosten, Termine etc. muss dem Produktentstehungsprozess (PEP) ein Sicherungssystem zugrunde liegen. Der gesamte PEP ist dazu in überschaubare Etappenziele, die Freigabestufen oder „Quality Gates“ unterteilt. Das sind Kon-trollpunkte, an denen zuvor vereinbarte Leistungen anhand von Messgrößen (Rei-fegraddefinition) hinsichtlich Qualität und Vollständigkeit bewertet werden. Wie ein solcher Prozess zur Qualitätssicherung aussehen kann, ist im VDA-Band 4, Teil 3 beschrieben [15.17].

Viele Firmen haben sich an diesen Vorschlag angelehnt oder haben vergleich-bare Abläufe für ihren PEP definiert. Basierend auf VDA-Band 4, Teil 3 zeigt Abb. 15.8 die einzelnen Prozessschritte von der Produktidee bis zur Serienproduk-tion (SOP = Start of Production). Die zugehörigen Quality Gates mit den wesent-lichen Inhalten sind dargestellt sowie einige der in den interdisziplinären Teil-prozessen laufenden Aktivitäten.

Messgrößen und Mindestvoraussetzungen, die zum erfolgreichen Durchlaufen eines Gates erfüllt sein müssen, können in Form einer Checkliste beschrieben sein. Die Abschätzung des Erfüllungsgrads sowie ein Benotungssystem unterstützt die Reifegradbewertung im Expertengremium. Ein entsprechendes Berichtswesen (Freigabeberichte) begleitet den PEP. Der standardisierte Ablauf, die verbindli-chen Verantwortlichkeiten und die permanente Kontrolle des Projektfortschritts sorgen für Transparenz und ermöglichen rechtzeitiges Gegensteuern bei Ziel-abweichungen [15.16]. Es ist sinnvoll, in Anpass- und Neuentwicklungen zu unterscheiden und bei Anpassentwicklungen ein reduziertes Freigabeverfahren anzuwenden.

15.3 Freigabestufen im Produktentstehungsprozess 613

Abb. 15.8. Freigabesystem im Produktentstehungsprozess, Quality Gates. In Anlehnung an VDA-Band 4, Teil 3 „Sicherung der Qualität vor Serieneinsatz“. Abkürzungen: K-(Konstruktions-)FMEA, S-(System-)FMEA, P-(Prozess-)FMEA. *) Gate D: Freigabe zur Detailplanung des Produktionsprozesses

Der PEP wird von versuchs- und simulationstechnischen Absicherungsschritten begleitet, Abb. 15.8. Funktionsprototypen dienen in einer frühen Phase zur Erpro-bung von Grundfunktionen und Schnittstellen. Entwicklungsprototypen werden zur Erprobung von Dauerhaltbarkeit, der Absicherung der Funktionen sowie Fahr-zeugtests verwendet. Mit den Vorseriengetrieben werden die Fahrzeugversuche, die Abstimmung der Schaltprogramme sowie die Produkt- und Fertigungsvali-dierung (Prozessfähigkeitsnachweise) durchgeführt. Bei den Vorseriengetrieben wird unterschieden in Serienprototypen, die nach Serienzeichnung, aber noch nicht komplett auf Serienmaschinen gefertigt werden und solchen, die bereits komplett auf Serieneinrichtungen (serienfallend) laufen. Die Erstmusterfreigabe, mit welcher der Kunde die Serienproduktion freigibt, erfolgt mit serienfallenden Getrieben.

Ein wesentlicher Baustein zur Erreichung der geforderten Qualitätsziele ist der Erkenntnistransfer (Lessons Learned) von den in Serie laufenden Getrieben hin in die Neuentwicklung. Abbildung 15.9 zeigt wie so ein Prozess aussehen kann sowie die Einbettung in den PEP und nennt einige der eingesetzten Werkzeuge.

Parallel zur Projektbearbeitung müssen im PEP Aktivitäten zur kontinuier-lichen Verbesserung durchgeführt werden. Unter dem kontinuierlichen Verbesse-rungsprozess (KVP) wird die dauerhafte und regelmäßige Überprüfung und Opti-mierung von Arbeitssystemen, Arbeitsabläufen und Arbeitsergebnissen verstan-den. Ziel ist die Eliminierung von Abweichungen. Identifizierte produkt- oder pro-jektmanagementbezogene Verbesserungspotenziale werden umgehend umgesetzt.


Abb. 15.9. Lessons Learned. Erkenntnistransfer aus der Serie in die Neuentwicklung

Es versteht sich, dass der Quality Gate-Zyklus des Fahrzeugherstellers und des Getriebelieferanten abgestimmt sein müssen. Das betrifft vor allem die Termine und die Messgrößen für die Gates. Die Standardisierung und Verzahnung von Absicherungsmaßnahmen im PEP zwischen OEM, Getriebelieferant und Unter-lieferanten vermeidet Doppelarbeit. Das gilt in besonderem Maß für die teuren Versuchsaktivitäten.

Bezüglich des großen Themenkomplexes Entwicklungsmethoden zur Produkti-vitäts- und Qualitätssteigerung mit den Ausprägungen Variantenmanagement (Komplexitätskosten) und Änderungsmanagement wird auf die einschlägige Lite-ratur verwiesen.

15.4 Konstruktionsprozess und Methodisches Konstruieren

In Abb. 15.10 sind die Begriffe des Entwicklungsablaufs: Forschung, Entwick-lung, Konstruktion, Gestaltung und Erprobung definiert. Die Konstruktionstätig-keit teilt sich dabei in vier typische Aufgabenbereiche unterschiedlichen Komple-xitätsgrads auf, Tabelle 15.1. Die schöpferisch-intuitiven Tätigkeitsanteile nehmen mit dem Fortschritt des Konstruktionsprozesses ab, die deterministischen Tätig-keiten jedoch zu, Abb. 15.11.

Tabelle 15.1. Haupttätigkeiten in der Konstruktion

Neuent-wicklung

Weiterent-wicklung

Produkt-anpassung

Produkt-änderung

Häufigkeit 15 % 20 % 30 % 35 %

Schwierigkeitsgrad Sehr hoch Hoch Mittel Niedrig

15.4 Konstruktionsprozess und Methodisches Konstruieren 615

Abb. 15.10. Definition und Hierarchie: Forschung, Entwicklung, Konstruktion, Gestalten und Erproben

Der Konstruktionsprozess als Bestandteil des Entwicklungsprozesses umfasst aber nicht nur die Entwicklung neuer Produkte, sondern auch deren Werterhaltung. An den Produkten müssen während ihrer Lebensdauer Veränderungen zwecks Funk-tionsoptimierung, Leistungsanpassung, Verhinderung von Schadensfällen und Marktanpassung (Styling, Design) vorgenommen werden. Den unterschiedlichen Anteil der einzelnen dabei ausgeführten Tätigkeiten zeigt Abb. 15.12.

Abb. 15.11. Veränderung des Tätigkeitsprofils mit fortschreitender Produktentwicklung


Abb. 15.12. Zeitanteile typischer Tätigkeiten im Entwicklungsbereich

Der Konstrukteur trägt die wesentliche Verantwortung für das Produkt. Einmal muss er bei der Produktentwicklung neben der funktionellen Gestaltung Fragen des Betriebs-, Festigkeits- und Verschleißverhaltens, Fragen der Zuverlässigkeit und Instandhaltung, technologische Fragen und Kostenfragen berücksichtigen. Zum anderen ist er während der Produktlebensdauer mit Veränderungen am Er-zeugnis betraut, die sich aus der Nutzung des Produkts und Markteinflüssen erge-ben. Er trägt die Verantwortung für ein umweltfreundliches Produkt und muss das Recycling in die Produktentwicklung mit einbeziehen.

Das unerlässliche kreative Konstruieren wird durch das „Methodische Kon-struieren“ unterstützt. Methodisches Konstruieren kann Kreativität nicht ersetzen!

Das Methodische Konstruieren wird vor allem in Deutschland seit 1965 propa-giert [15.4–15.5, 15.7–15.10, 15.11–15.15, 15.20]. In den angelsächsischen Ländern wird das Hauptgewicht auf das kreative Konstruieren gelegt [15.1, 15.6].

Methodisches Konstruieren kommt vor allem bei Neu- und Weiterentwicklun-gen in Betracht. Bei Produktanpassungen und -änderungen ist ein stark abgekürz-tes Verfahren sinnvoll. Die wichtigsten Arbeitsphasen des Methodischen Konstru-ierens nach VDI-Richtlinie 2222 [15.19], Abb. 15.13, sind: Planen, Konzipieren, Entwerfen, Ausarbeiten.

Diese Arbeitsphasen werden durch Produktbewertungen und Entscheidungen über die Projektfortsetzung getrennt. In der Praxis wird dieser methodische Ent-wicklungsablauf oft den Gegebenheiten des einzelnen Unternehmens angepasst.

Neue Impulse für die Konstruktionsmethodik gehen von Beitz [15.2] aus. Er schlägt vor, den in sich geschlossenen, streng methodischen Ablauf in einzelne „Konstruktionsbausteine“ aufzulösen. Diese einzelnen Konstruktionsbausteine können für das spezifische Entwicklungsprojekt individuell kombiniert werden. Die einzelnen von Beitz genannten Konstruktionsaufgaben, Abb. 15.14a–h, sind:

a/ Formulieren bzw. Präzisieren der Aufgabenstellung, b/ Aufstellen von Funktionsstrukturen, c/ Suchen nach Lösungsprinzipien,


d/ Kombinieren von Teillösungen zu Gesamtlösungen, e/ Auswählen von Lösungen, f/ Grobgestaltung, g/ Feingestaltung und h/ Detaillieren und Ausarbeiten.

Abb. 15.13. Vorgehensplan bei der Produktentwicklung [15.19]




Während des Konstruktionsprozesses findet eine stufenweise Konkretisierung der Aufgabenstellung statt, wobei in jeder Konkretisierungsstufe eine Optimierung er-folgen muss. Eine wichtige Stellung für die Effizienz des Konstruktionsprozesses nehmen dabei die Entscheidungsoperationen ein. Die jeweilige Optimallösung bildet die Ausgangsbasis für die nachfolgende Konkretisierungsstufe. Immer gilt:

• Misstraue einer zu guten Lösung! • Ein neues, erfolgreiches und problemloses Produkt setzt sich in etwa zu 70 %

aus bewährten Teilen und nur zu 30 % aus neuentwickelten Teilen zusammen!

a/ Formulieren der Aufgabenstellung

Die Klärung der Aufgabenstellung dient zur Informationsbeschaffung über die Anforderungen, die an die Lösung gestellt werden und führt zur Ausarbeitung der Anforderungsliste. Dieses Lastenheft umfasst Funktions- und Betriebsforde-rungen, wobei sich erstere in Haupt- und Nebenfunktionen untergliedern und die Betriebsforderungen die Gesichtspunkte betriebssicher, kostenarm und human enthalten.

Die äußere Form einer Anforderungsliste ist von den betrieblichen Gegeben-heiten abhängig. Sie sollte aber die einzelnen Anforderungen an das Erzeugnis mit der Angabe, ob es sich um Forderungen oder Wünsche handelt, die jeweils dafür verantwortliche Abteilung und die Kennzeichnung der Änderungen enthalten.

Es ist darauf zu achten, das Lastenheft nicht mit zu vielen Forderungen zu über-laden. Es empfiehlt sich daher, nach der Regel Must – Want – Nice vorzugehen. Man muss nicht selten das Nice, wenn nicht sogar das Want opfern, um zu einer machbaren Lösung zu kommen.

b/ Aufstellen von Funktionsstrukturen

Aus der Konstruktionszeichnung lässt sich durch Abstrahieren die Konstruktions-struktur sowie durch weiteres Abstrahieren die Funktions- und Wirkstruktur eines technischen Gebildes ableiten.

Die Konstruktionsstruktur stellt eine schematische Beschreibung der ausgeführ-ten Konstruktion dar. Sie ist im Gegensatz zur Funktionsstruktur abmessungs-behaftet. Die Funktionsstruktur ist die Vereinfachung einer Konstruktion auf eine mathematisch beschreibbare Funktion und kann als eine Art „Schaltplan“ einer Baugruppe verstanden werden. Nach Pahl/Beitz [15.11] ist die Funktion der all-gemeine Zusammenhang zwischen dem Eingang und dem Ausgang eines Systems mit dem Ziel, eine Aufgabe zu erfüllen, Abb. 15.15. Die Hauptfunktion des Systems „Fahrzeuggetriebe“ besteht in der Wandlung von Drehmomenten und Drehzahlen.

Eine Gesamtfunktion kann meist in erkennbare Teilfunktionen aufgegliedert werden (Teilfunktionen eines Getriebes sind: Anfahren ermöglichen, Leistung übertragen, Steuern der Drehmoment-/Drehzahlwandlung). Das Verbinden der Teilfunktionen zur Gesamtfunktion unterliegt dabei einer gewissen Zwangsläufig-keit; häufig müssen erst bestimmte Teilfunktionen abgeschlossen sein, um andere


Teilfunktionen nachfolgen zu lassen. Um für die Teilfunktionen Lösungen zu finden, ist eine Funktionsanalyse durchzuführen. Sie ist in die Konzeptphase des Entwicklungsablaufs eingebettet.

Die Wirkstruktur stellt die Verknüpfung von Wirkprinzipien der einzelnen Teil-funktionen dar. Am Wirkort wird die Erfüllung der Funktion bei Anwendung des betreffenden physikalischen Wirkprinzips durch die Anordnung von Wirkflächen und durch die Wahl von Wirkbewegungen erzwungen [15.2].

c/–h/ Weitere Konstruktionsaufgaben

Für die Teilfunktionen sind Lösungen zu suchen, Abb. 15.14c. Da sich meist viele Teillösungen ergeben, besteht die Notwendigkeit, durch Prüfen und Bewerten die Vielfalt einzuschränken. Die Bewertung der Lösungsvarianten erfolgt dabei unter Beachtung technischer und wirtschaftlicher Beurteilungskriterien. Hierzu sind Variantenvergleiche durchzuführen. Es wird eine systematische Lösungsvariation und eine kritische und formale Auswahl der Lösung gefordert [15.19].

Die Prinziplösungen können methodisch erarbeitet werden. Die Konstrukti-onsmethodik stellt hier verschiedene Möglichkeiten bereit:

• Bei der Auswahl der Lösungen finden Konstruktionskataloge Anwendung. Die Informationen zu den einzelnen Arbeitsschritten werden aus Katalogen unter Einbeziehung von Auswahlkriterien entnommen. „Algorithmisches Auswahl-verfahren zur Konstruktion mit Katalogen (AAK)“.

• Ein systematisches Suchen von Lösungen kann mit Hilfe von Ordnungssche-mata, die Lösungskataloge mit geordneter Speicherung von Lösungen je nach Art und Komplexität darstellen, erfolgen. Zur Erarbeitung von Gesamtlösungen aus Teillösungen stellen sie eine Kombinationshilfe dar. Solche Hilfsmittel werden als Morphologischer Kasten [15.21] bezeichnet. Hauptaugenmerk ist auf die Wahl der ordnenden Gesichtspunkte zu richten.

• Eine intuitiv betonte Methode, die gruppendynamische Effekte ausnutzt, wird als Brainstorming bezeichnet. Anregungen durch unbefangene Äußerungen von Partnern, die aus möglichst vielen unterschiedlichen Erfahrungsbereichen stammen, sollen zur Lösungsfindung beitragen. Diese Vorgehensweise wird hauptsächlich für nichttechnische Probleme vorgeschlagen, ist aber auch im konstruktiven Bereich einsetzbar.

Abb. 15.15. Darstellung eines technischen Systems als Black Box


Das Aufstellen von Lösungsprinzipien für die einzelnen Teilfunktionen führt zum Aufbau eines Lösungsfeldes; durch Kombinieren können verschiedene Lösungs-prinzipien für die Gesamtlösung erarbeitet werden, Abb. 15.14d. Das Hauptprob-lem bei der Kombinationsmethode liegt in der Entscheidung darüber, welche Prinzipkombinationen kollisionsfrei sind. Das Lösungsfeld wird durch Kollisions-bedingungen eingeschränkt.

Ein Bewertungs-, Auswahl- und Entscheidungsprozess folgt, Abb. 15.14e. Mit Hilfe geordneter und nachprüfbarer Auswahlverfahren werden die geeigneten Lösungen aus der Menge der Lösungsvorschläge ausgewählt. Hilfreich ist hierbei das Aufstellen von Auswahllisten. Dabei müssen die wichtigsten Eigenschaften der vorgeschlagenen Prinzipkombinationen qualitativ und quantitativ erfasst werden. Besondere Bedeutung kommt der richtigen Auswahl der Bewertungs-kriterien zu.

Die nachfolgenden Konstruktionsaufgaben untergliedern sich in Grobgestalten, Feingestalten sowie Detaillieren und Ausarbeiten.

Die Grobgestaltung liegt am Anfang der Entwurfsphase und zeichnet sich durch grobmaßstäbliche Skizzen aus, Abb. 15.14f. Gestaltungsbestimmende Hauptfunktionsträger sind unter Beachtung der gesetzten Randbedingungen grob festzulegen.

Daran schließt sich die Feingestaltung an, Abb. 15.14g. Durch Hinzuziehen von Gestaltungsregeln, gesetzlichen Vorschriften, Normen, Berechnungen und Versuchsergebnissen werden die Haupt- und Nebenfunktionsträger konstruktiv ausgebildet.

Nach der Kontrolle und Bewertung bildet die Festlegung des Entwurfs und die Stücklistenerstellung die Grundlage für das Detaillieren, Abb. 15.14h. Hierbei werden die Einzelteile unter Beachtung von Optimierungskriterien hinsichtlich Form, Werkstoff, Oberfläche, Toleranzen und Passungen herausgezeichnet. Opti-mierungsziele sind gute Werkstoffausnutzung und fertigungs- und kostengünstige Detailgestaltung unter Beachtung vorhandener Normen, sowie die Verwendung möglichst vieler Kaufteile bzw. betrieblicher Wiederholteile.

Das abschließende Ausarbeiten dient der Strukturierung bzw. Ordnung der Fertigungsunterlagen in Form von Stücklisten und Zeichnungen durch funktions-orientierte oder fertigungs- bzw. montageorientierte Erzeugnisgliederung. Die Fertigungsunterlagen werden durch die Ausarbeitung der Betriebsanleitungen, Aufstell-, Montage- und Transportvorschriften vervollständigt.

16 Fertigungstechnik von Fahrzeuggetrieben

Wirtschaftliche Fertigung von Qualitätsprodukten

Wie jedes Produkt stehen auch die Fahrzeuggetriebe im Wettbewerb. Es herrscht Konkurrenz zwischen verschiedenen Getriebeherstellern und verschiedenen Getriebebauarten. Das Produkt „Getriebe“ muss daher neben der Erfüllung der Funktionen v.a. auch wirtschaftlich herstellbar sein und die geforderte Qualität erreichen. Den Fertigungsvorgang zu kennen und diesen bereits in der Konstruk-tionsphase zu berücksichtigen, ist eine Grundvoraussetzung bei der Entwicklung.

In diesem Kapitel werden Mechanismen einiger Fertigungsverfahren der indus-triellen Getriebeproduktion dargestellt, um ein Verständnis zu den geometrie-erzeugenden Prozessen zu schaffen. Zur Herstellung der Bauteileigenschaften, wie Toleranzen, Oberflächenqualitäten, Festigkeiten etc., sind in der Regel mehrere aufeinanderfolgende Fertigungsprozesse erforderlich (Prozessketten). Reichen die erzielbaren Genauigkeiten eines Verfahrens nicht aus, um die geforderten Tole-ranzen zu erzeugen, so muss ein weiteres genaueres Verfahren angeschlossen werden. Daher sind auch bauteilspezifische Prozessketten dargestellt, deren Aus-legung und ganzheitliche Optimierung zu wesentlich höheren ökonomischen und technologischen Einsparungen führen können, als die Verbesserung einzelner Ver-fahren.

Ergänzend werden in den hinteren Abschnitten des Kapitels organisatorische und methodische Aspekte der Fertigung vorgestellt, wie z.B. Arbeitsvorbereitung, Produktionssysteme oder die statistische Prozesslenkung. Insgesamt ist das Feld der Fertigungstechnik sehr weit und kann durch die benannte Literatur vertieft werden.

In Abb. 16.1 ist die Einteilung der Fertigungsverfahren in 6 Hauptgruppen nach DIN 8580 dargestellt [16.1]. Hinsichtlich der Fertigungsketten können die Bau-teile eines Fahrzeuggetriebes im Wesentlichen in 5 Klassen eingeteilt werden: 1/ Stahlteile:

z.B. Wellen, Planetenträger usw. 2/ Gussteile:

Gehäuse, Hydraulikkanalplatten, kleine Guss-Bauteile usw. 3/ Verzahnte Bauteile:

Stirnräder, verzahnte Wellen, Kegelräder, Sonnen-, Planeten-, Hohlräder usw. 4/ Blechteile:

Feinschneid-Teile, umgeformte Teile usw. 5/ Sonstige Teile:

Dicht-Elemente, Filter, DIN-Teile, Anbauteile usw.

624 16 Fertigungstechnik von Fahrzeuggetrieben

Abb. 16.1. Einteilung der Fertigungsverfahren nach DIN 8580 (Hauptgruppen und Untergruppen exemplarisch)

Nachfolgend werden die Prozessketten der vorgenannten Bauteilklassen 1/ bis 4/ am Beispiel von Pkw-Automatgetrieben betrachtet.

16.1 Prozessketten zur Stahlteil-Bearbeitung

Bei Stahlteilen, vor allem bei Wellen-Bauteilen, Abb. 16.2, besteht die Prozess-kette in der Regel aus folgenden Arbeitsschritten:

Abb. 16.2. Typische Wellenteile eines Automatgetriebes (siehe auch Abb. 12.25)

16.1 Prozessketten zur Stahlteil-Bearbeitung 625

1/ Weichbearbeitung (eines Guss- oder Schmiederohlings), 2/ Wärmebehandlung (Härten), 3/ Hartbearbeitung sowie ggf. 4/ Fügen (Verbindung von Wellenschäften mit Zahnrädern, Blechteilen o.ä.).

Bei der Prozesskette ist zu beachten, dass bei der Weichbearbeitung dasjenige Aufmaß berücksichtigt wird, welches erforderlich ist, den Verzug beim Härten und die anschließende Hartbearbeitung (von Funktions- und Füge-Flächen) zu kompensieren.

16.1.1 Weichbearbeitungsverfahren

Für die Weichbearbeitung von Stahlteilen wird die Zerspanung mit geometrisch bestimmter Schneide eingesetzt. Beispiele sind das Drehen, das Fräsen und das Bohren [16.1, 16.4]. Neben den Hauptverfahren zur Erzeugung der „weichen“ Bauteilgeometrien besteht die Weichbearbeitungs-Kette in der Regel auch noch aus den Entgrat- und Waschprozessen.

16.1.2 Wärmebehandlungsverfahren

1/ Umwandlungs- und Einsatz-Härten

Nachdem die Vorab-Kontur erzeugt worden ist, wird das Werkstück wärme-behandelt, indem entweder durch Umwandlungshärten oder Einsatzhärten die erforderliche Härtenkontur eingestellt wird.

Beim Umwandlungshärten enthält der Werkstoff bereits genügend Kohlenstoff (0,3 %), um durch Aufheizen und Abschrecken eine entsprechende Härtesteige-rung zu erzielen. Das Härten dieser Stähle kann auch integriert in der Fertigungs-maschine oder in der Fertigungslinie erfolgen (z.B. mit Laserstrahl- oder Induktiv-Härten). Beim Einsatzhärten muss dem Werkstück Kohlenstoff in einer Ofen-atmosphäre zugefügt werden, welcher in die Randschicht eindiffundiert [16.1].

2/ Vergüten

Das beim Härten entstehende Martensit-Gefüge ist sehr spröde. Daher wird ein Werkstück in der Regel nach dem Härten angelassen, d.h. auf Temperaturen zwischen Raumtemperatur und Anlasstemperatur (je nach Werkstoffzusammen-setzung 300 °C bis 600 °C) erwärmt [16.1].

16.1.3 Hartbearbeitungsverfahren

Bei der Endbearbeitung der Bauteile werden häufig Zerspanungsverfahren mit geometrisch undefinierter Schneide eingesetzt, wie Schleifen, Honen, Läppen, Gleitschleifen und Strahlspanen. Der Materialabtrag erfolgt bei diesen Fertigungs-verfahren dadurch, dass mehr oder weniger regellos geformte Körner aus Hart-


stoffen mit dem Werkstoff in Eingriff gebracht werden. Mit Verfahren mit geo-metrisch undefinierter Schneide lassen sich hohe Genauigkeiten (Toleranzbreiten) und Oberflächengüten erzielen. Jedoch sind die Zerspanungsleistungen geringer als bei den Verfahren mit geometrisch bestimmter Schneide.

1/ Schleifen

Die wichtigsten Schleifverfahren sind nach DIN 8589 bzw. ISO/DP 3002/V genormt. Bei den Schleifverfahren mit Schleifscheibe gibt es noch spezielle Verfahrensvarianten wie beispielsweise das Zahnflankenschleifen, das Schleifen mit kontinuierlichem Abrichten, das Hochgeschwindigkeitsschleifen, das Trenn-schleifen und das Hochdruck-Schleifen [16.8].

2/ Honen

Unter Honen (DIN 8589, Teil 14) wird das Spanen mit geometrisch unbestimmten Schneiden verstanden, wobei die vielschneidigen Werkzeuge eine aus zwei Kom-ponenten bestehende Schnittbewegung ausführen. Zwischen Werkzeug und Werk-stück findet ein Richtungswechsel der Längsbewegung statt, dem eine zweite Bewegung überlagert wird (transversal bei Flächen und rotatorisch bei Zylindern oder Kolbenflächen). Die erzielten Oberflächen weisen parallele, sich kreuzende Rillen auf.

3/ Läppen

DIN 8589 definiert Läppen als Spanen mit losem, in einer Flüssigkeit oder Paste verteiltem Korn (Läppgemisch), das auf einem meist formübertragenden Gegen-stück (Läppwerkzeug) bei möglichst ungerichteten Schneidbahnen der einzelnen Körner geführt wird [16.8].

4/ Sonstige Hartbearbeitungsverfahren

Neben der Zerspanung mit geometrisch unbestimmter Schneide gibt es noch weitere in der Getriebeproduktion eingesetzte Verfahren, wie z.B. das Hartdrehen, die Funkenerosion bzw. EDM (Electro Discharge Machining) oder die elektro-chemische Bearbeitung ECM (Electro Chemical Machining).

16.2 Prozessketten zur Gussteilbearbeitung

Beim Gießen wird das Bauteil entweder direkt einbaufertig (Net-Shape) oder in fast einbaufertiger Form (Near-Net-Shape) erzeugt. In letzterem Fall werden spanende Verfahren nachgeschaltet, um Schnittstellen zu anderen Komponenten (z.B. Pass-Flächen oder -Bohrungen, Dichtflächen) o.ä. zu erzeugen. Eine häufig vorkommende Prozesskette zur Herstellung von Gussteilen besteht daher im Gießen in Kombination mit der spanenden Bearbeitung.

16.2 Prozessketten zur Gussteilbearbeitung 627

Abb. 16.3. Typische Gussteile eines Automatgetriebes (siehe auch Abb. 12.25)

Die Vorteile des Gießens bestehen zum einen in der breiten Werkstoffpalette, zum anderen in den komplexen Geometrien, welche direkt in einem Verfahrensschritt herstellbar sind. In Abb. 16.3 ist ein typisches Bauteilspektrum für Gussteile von Stufenautomatgetrieben abgebildet.

16.2.1 Gießverfahren

Die Herstellung von Getriebe-Bauteilen in der Großserie erfolgt durch Druck-gießen. Beim Druckgießen wird eine Metall-Schmelze unter hohem Druck und hoher Geschwindigkeit in eine Dauerform aus Stahl gespritzt, Abb. 16.4.

Die resultierenden Bauteile weisen eine vergleichsweise hohe Maßgenauigkeit auf (ca. 0,1–0,4 % für ein Nennmaß bis 500 mm, je nach Werkstoff und geometri-scher Gestalt) sowie glatte und saubere Oberflächen. Eine, oftmals spanende, Nacharbeit ist lediglich an Funktionsflächen mit hohen Genauigkeitsanforderun-gen (Pass-Flächen) erforderlich.

Abb. 16.4. Schematischer Aufbau einer Druckgieß-Maschine. 1 Schließzylinder; 2 Kopf-platte; 3 Säule; 4 Auswerferzylinder; 5 bewegliche Formplatte; 6 Auswerferpaket; 7 Druckgieß-Werkzeug; 8 Trennebene; 9 Formnest; 10 Schmelze; 11 feste Formplatte; 12 Schuss-Einheit; 13 Maschinenbett


Aluminium- und Magnesium-Legierungen haben bei Fahrzeuggetrieben die höchste Bedeutung. Mit Aluminium-Legierungen können Gussteile bis zu 50 kg Gewicht erzeugt werden. Die Standzeit einer Form beträgt bis zu 80.000 Abgüsse [16.6]. Siehe auch Abschn. 11.4 „Getriebegehäuse“.

16.2.2 Spanende Bearbeitung von Gussteilen

In Abb. 16.5 ist eine Übersicht zu den Fertigungssystemen verschiedener Kom-plexität gegeben, die zur spanenden Bearbeitung von Gussteilen eingesetzt werden können. Die Bearbeitungsverfahren der oft sehr komplexen Getriebe-Gussbauteile erfolgt meist durch die Verfahren Fräsen und Bohren. Zur Bearbeitung muss das Werkstück auf dem Maschinentisch fixiert werden (Aufspannung). Für die Bear-beitung der einzelnen Stellen sind verschiedene Werkzeuge erforderlich, die je nach Maschinentyp entweder manuell oder automatisch (Zentrum) gewechselt werden können. Der Werkstückwechsel kann entweder manuell oder automatisiert aus einem Speicher entnommen und gespannt werden (Zelle). Da bei einer Auf-spannung nicht alle Bearbeitungsstellen für das Werkzeug räumlich erreichbar sind, muss die Bearbeitung in mehreren Aufspannungen erfolgen, wofür sich flexible Fertigungssysteme (FFS) und Transferstraßen eignen. Je nach dem, in welcher Stückzahl das Bauteil produziert werden soll, ist eine Bearbeitung auf ein-facheren Maschinen, bei Getriebe-Gussteilen in der Regel Zentren, oder auf kom-plexeren Anlagen (Transferstraßen oder FFS) wirtschaftlich sinnvoll. Unter Flexiblen Fertigungssystemen (FFS) wird das Zusammenschalten mehrerer Zellen verstanden.

Nach der Bearbeitung muss das Werkstück gewaschen, entgratet und geprüft werden. Neben der Prüfung der Maße und Oberflächen-Toleranzen erfolgt dabei auch eine Dichtheitsprüfung, um sicher zu stellen, dass die Bauteile später nicht lecken.

Abb. 16.5. Bezeichnung von Fertigungssystemen für die Gussteilbearbeitung nach dem Automatisierungsgrad [16.9]

16.3 Prozessketten zur Verzahnungsbearbeitung 629

Abb. 16.6. Beispiele für Zahnräder [16.10]: a Bearbeitungsstufen eines Planetenrades: 1 Schmiedeteil, 2 gedrehter Rohling, 3 wälzgefrästes Zahnrad weich, 4 gehärtetes und endbearbeitetes (geschliffenes) Bauteil; b Doppel-Planetenrad aus einem Ravigneaux- Radsatz; c Sonnenrad (innen: geräumte Steckverzahnung)

16.3 Prozessketten zur Verzahnungsbearbeitung

Zahnräder sind ein elementares Bestandteil von Fahrzeuggetrieben, s. hierzu auch Abschn. 7.1 „Leistungsgrenzen von Zahnrädern“. Die Herstellung bzw. Bear-beitung von Verzahnungen ist daher in der Getriebeproduktion eine zentrale Auf-gabe. Es besteht einerseits die Möglichkeit, die Zahnkontur bereits im Weich-zustand in ihre endgültige Geometrie zu bringen und das Zahnrad dann lediglich noch zu härten. Der Vorteil besteht in der kurzen Prozesskette und den damit ver-bundenen geringen Kosten. Andererseits sind die durch den Härteverzug beding-ten Ungenauigkeiten meist nicht akzeptabel. Dann muss nach dem Härteprozess ein Hartbearbeitungs-Verfahren nachgeschaltet werden. In Abb. 16.6 ist ein Pla-netenrad in verschiedenen Bearbeitungsstufen sowie exemplarisch ein Planeten- und ein Sonnenrad dargestellt.

16.3.1 Weichbearbeitungsverfahren

Das dominierende spanende Verfahren zur Herstellung außenverzahnter, zylin-drischer Zahnräder ist wegen seiner hohen Wirtschaftlichkeit das Wälzfräsen.

1/ Wälzfräsen

Beim Wälzfräsen wird die Paarung einer Schnecke mit einem Schneckenrad simu-liert, wobei eine durch Spannuten unterbrochene Schnecke das Werkzeug darstellt und das Schneckenrad das zu fertigende Werkstück, Abb. 16.7. Zur Spanabnahme dienen die rotatorischen Bewegungen des Wälzfräsers und des Werkstücks, die synchronisiert sind. Dazu überlagert sich die translatorische Bewegung des Wälz-fräsers entlang der Werkstückachse (Axial-Vorschub). In diesem Fall spricht man vom Axial-Wälzfräsen.


Abb. 16.7. Kinematik beim Wälzfräsen [16.10]. 1 Werkzeugachse; 2 Wälzfräser (Werk-zeug); 3 Wälzfräserdrehung; 4 Axialvorschub; 5 Radialvorschub; 6 Werkstück; 7 Werk-stückachse; 8 Werkstückdrehung

Je nach der Bearbeitungsaufgabe unterscheidet sich auch die Anschnitttechnik. Hierbei kann das Werkzeug entweder direkt zugestellt werden, oder – z.B. wenn die Verzahnung mitten in einer Welle beginnt – es erfolgt zunächst eine radiale Zustellung, bis die Eintauchtiefe des Fräsers in das Werkstück erreicht ist (Radial-Vorschub). In der industriellen Produktion hat sich die Trockenzerspanung durch-gesetzt, d.h. auf den Einsatz einer Kühlschmier-Emulsion wird verzichtet.

2/ Räumen

Das Verfahren Räumen hat insbesondere bei der Herstellung von Innenver-zahnungen in großer Stückzahl eine hohe Bedeutung. Räumen ist Spanen mit einem mehrzahnigen Werkzeug, dessen Schneidzähne hintereinander liegen und jeweils um eine Spanungsdicke gestaffelt sind. Das ersetzt die Vorschubbewe-gung, Abb. 16.8. Die Schnittbewegung ist translatorisch (Innenräumen, Außen-räumen), in besonderen Fällen auch schraubenförmig (Drallräumen). Die Vorteile des Räumens liegen in der hohen Zerspanleistung, da das Spanvolumen je Werk-zeugzahn trotz der geringen Spanungsdicke wegen der großen Spanungsbreite groß ist. Zudem befinden sich in der Regel mehrere Zähne gleichzeitig im Ein-griff. Ein weiterer Vorteil des Räumens liegt darin, dass hohe Oberflächengüten und Genauigkeiten erreicht und Toleranzen von IT7 eingehalten werden. Wirt-schaftlich eingesetzt wird dieses Verfahren nur in der Serienfertigung aufgrund der hohen Werkzeugherstellungs- und -aufbereitungskosten, zumal für jede geän-derte Werkstückform ein neues Werkzeug hergestellt werden muss [16.5].

Zur Weichbearbeitung von Verzahnungen gibt es noch zahlreiche weitere Verfahren wie z.B. das Hobeln, das Stoßen oder das Schaben, die hier nicht näher erläutert werden. Zu weiterführenden Informationen wird auf die Fachliteratur verwiesen [16.5].

16.3 Prozessketten zur Verzahnungsbearbeitung 631

Abb. 16.8. Räumen

16.3.2 Hartbearbeitungsverfahren

Beim Zahnradschleifen kann die Form der Evolvente entweder durch eine genau profilierte Schleifscheibe (Formschleifen) oder/und durch eine Relativ-Bewegung zwischen Werkstück und Werkzeug erzeugt werden (Wälzschleifen). Beim Form-schleifen werden die Zahnlücken durch eine mit dem Sollprofil abgerichtete Schleifscheibe im Teilverfahren bearbeitet. Beim Wälzschleifen wird die Zahn-form durch die Simulation der Abwälzkinematik zwischen Zahnstange und Zahn-rad bei überlagerter Schnittbewegung erzeugt [16.8].

Eine in den 1990er Jahren neu entwickelte Verfahrensvariante des Formschlei-fens ist das Leistungshonen von Verzahnungen. Hierbei wird der Materialabtrag durch Abrollen des Werkstücks bzw. Zahnrads in einem Hohlrad, das als Werk-zeug wirkt, erzielt. Das Werkzeug besteht entweder aus einer Schleifscheiben-Keramik (meist Koround = Aluminiumoxyd) oder aus metallisch gebundenem kubischem Bornitrid (CBN). Die Anstellung erfolgt durch einen relativen Anstell-winkel zwischen Werkstück- und Werkzeug-Achse. Die Zustellung erfolgt radial. So wird beim Abrollen eine Relativ-Bewegung zwischen dem Werkzeug und dem Werkstück erzeugt, die zur Spanbildung führt. Der Vorteil des Leistungshonens liegt in der hohen Wirtschaftlichkeit aufgrund kurzer Bearbeitungszeiten. Da bei jeder Geometrieänderung des Werkstücks auch ein neues Werkzeug bzw. ein neu-es Abrichtwerkzeug erforderlich ist, ist das Verfahren besonders für mittlere und große Stückzahlen geeignet.

Insgesamt gibt es eine Vielzahl von Verfahrensvarianten der Zahnbearbeitung mittels Schleifen. Jedes Verfahren lässt sich mit unterschiedlichen Bearbeitungs-strategien einsetzen (kinematischer Ablauf der Bearbeitung: Bearbeitungsrich-tungen, Zustellungen etc.), mit denen wiederum die Güte des Prozessergebnisses


beeinflusst werden kann. Die Auswahl des Verfahrens richtet sich nach der erforderlichen Bauteilqualität (Formgenauigkeit und Oberflächengüte) und selbst-verständlich nach wirtschaftlichen Gesichtspunkten, sprich Bearbeitungsdauer sowie Maschinen-, Werkzeug- und Bearbeitungskosten.

16.4 Prozessketten zur Blechteilbearbeitung

Mit Blechteilen können konstruktive Lösungen mit geringem Gewicht realisiert werden. Abbildung 16.9 zeigt ein Spektrum typischer Blechteile von Automat-getrieben. Siehe dazu auch in Abschn. 12.1.4 mit Abb. 12.25 die Beschreibung des Getriebebeispiels Automatgetriebe ZF 6 HP 26.

Die Verfahren der Blechbearbeitung können in Verfahren der Blechtrennung und Verfahren der Blechumformung unterteilt werden [16.7]. Die bei den abgebil-deten Bauteilen eingesetzten Verfahren sind das Tiefziehen und das Kaltwalzen (Umformen) sowie das Feinschneiden (Trennen).

16.4.1 Blechtrennung

In der Blechbearbeitung sind die Verfahren des Trennens von großer Bedeutung, da die Fertigung eines Blechteils im ersten Schritt fast immer mit Trennvorgängen verbunden ist. Die Notwendigkeit des Trennens ergibt sich sowohl bei der Herstel-lung des Rohlings z.B. einer Ronde, als auch bei der Fertigung der endgültigen Werkstückkontur.

Abb. 16.9. Blechteile-Spektrum eines Automatgetriebes (siehe auch Abb. 12.25)

16.4 Prozessketten zur Blechteilbearbeitung 633

Abb. 16.10. Blechtrennung: Schneiden und Feinschneiden [16.7]

Nach DIN 8588 gehören die Schneidverfahren zur Gruppe „Zerteilen“, wobei zwischen Scherschneiden, Messerschneiden, Beißschneiden, Spalten, Reißen und Brechen unterschieden wird. Hierbei ist das Scherschneiden von besonderer Bedeutung. Zum Schneiden wird ein Werkzeug benötigt, das aus den Haupt-bestandteilen Schneidstempel und Schneidplatte besteht, Abb. 16.10. Die Schneid-kräfte werden von der Stirnfläche des Stempels und von der Schneidplatte auf das Werkstück übertragen. Infolgedessen biegt sich das Blech zwischen Stempel und Schneidplatte durch. Diese Verformung am Werkstück kann durch eine Verfah-rensvariante, dem Feinschneiden, vermieden werden. Beim Feinschneiden gibt es zusätzlich eine Pressplatte (Führungsplatte), die das Blech während des Schneid-vorgangs über eine Ringzacke hält. Mit dem Feinschneiden lassen sich wesentlich genauere Bauteile als mit dem Schneiden herstellen, da neben der geringeren Verformung auch die Schnittflächen wesentlich glatter sind.

16.4.2 Blechumformung

Bei der Umformtechnik werden nach DIN 8582 Verfahren der Massiv- und Blech-umformung unterschieden. Letztere lässt sich dadurch charakterisieren, dass flächenhafte Hohlteile umgeformt werden ohne die gleichmäßige Ausgangswand-stärke wesentlich zu verändern.

Das Tiefziehen ist das bedeutendste Fertigungsverfahren zur Herstellung von Blechwerkstücken mit allgemeiner dreidimensionaler Geometrie. Bei den in


Abb. 16.9 dargestellten Lamellenträgern wurden die beiden Verfahren Fein-schneiden und Tiefziehen kombiniert. Die komplexe Geometrie wird dann durch stufenweise Umformung erzeugt, wobei es zu jeder Umformstufe ein Werkzeug gibt. Die Werkzeuge sind in Reihe hintereinander geschaltet und werden von den Bauteilen von Anfang bis zum Ende durchlaufen. Werkzeuge, die in einem Arbeitsgang umformen und schneiden nennt man Folgeverbund-Werkzeuge.

Blechtöpfe, die als Innen- oder Außenlamellenträger dienen, werden in weite-ren Prozessschritten durch Schweißen mit Wellen verbunden. Siehe auch Abb. 16.2. Der Einhaltung der Toleranzen entlang der Prozesskette Blechbearbeitung und Schweißen muss besondere Aufmerksamkeit geschenkt werden.

16.5 Fertigungs- und Fabrikbetrieb

Abschließend wird auf einige organisatorische und methodische Aspekte der Fertigung eingegangen.

16.5.1 Arbeitsvorbereitung und Planung

Die Arbeitsvorbereitung umfasst die Gesamtheit aller Maßnahmen, die erforder-lich sind, das konstruierte Produkt zu fertigen (Industrialisierung). Nach AWF (Ausschuss für wirtschaftliche Fertigung) ist die Fertigungsplanung ein Teilgebiet der Arbeitsvorbereitung. Die Fertigungsplanung kann als Bindeglied zwischen Konstruktion und Produktion aufgefasst werden. Der Aufgabenbereich der Ferti-gungsplanung umfasst nach AWF folgende Punkte:

• Fertigungstechnische Beratung der Konstruktionsabteilung, • Technologie- und Methodenplanung, • Materialplanung, • Ablauf- und Zeitplanung, • Betriebsmittelplanung und • Kostenplanung.

Die zentrale Aufgabe der Fertigungsplanung ist das Erstellen bzw. Verifizieren des Arbeitsplans, d.h. der Arbeitsfolge mit allen erforderlichen Informationen zu Bauteil, Maschine, Bearbeitungsverfahren, Werkzeuge, Bearbeitungszeiten und dergleichen. Dabei ist es entscheidend, dass die Einzelprozesse möglichst aufein-ander abgetaktet sind, um Verluste durch Wartezeiten zu vermeiden.

16.5.2 Produktionssysteme

Unter dem Begriff Produktionssystem wird die Gesamtheit der Methoden und Prinzipien verstanden, unter denen eine Produktion erfolgt. Insofern ist ein Pro-duktionssystem ein Rahmenwerk, eine direktive Grundlage, auf dessen Basis ein

16.5 Fertigungs- und Fabrikbetrieb 635

Unternehmen funktioniert. Fest verankert in den Produktionssystemen sind Prinzipien der „Schlanken (besser athletischen) Produktion“, der so genannten „Lean Production“. Schlanke Fertigung bedeutet, dass jeder Arbeitsschritt der Wertschöpfung dient, wobei Wertschöpfung immer dann erfolgt ist, wenn das Bauteil nach der Veränderung zu einem höheren Preis als vorher verkauft werden kann. Ein Werkzeug zur Analyse der Wertschöpfung innerhalb eines Produktions-prozesses ist die „Wertstrom-Analyse“.

Ein wichtiges Element von Produktionssystemen ist die Standardisierung. Durch Standardisierungen werden zum einen Arbeitsvorgänge vereinheitlicht, was zur Qualitätssicherung beiträgt. Zum anderen wird jeweils die beste bekannte Arbeitsweise dokumentiert und dient als Vergleichsbasis für Verbesserungen. Da es keine vollkommenen Prozesse gibt, ist immer der Bedarf für Verbesserungen vorhanden (Kontinuierlicher Verbesserungsprozess (KVP)). Weitere Informatio-nen über Produktionssysteme sind in der umfangreichen Literatur zu finden.

16.5.3 Statistische Prozesslenkung in der Fertigung

Das Ziel jeder Produktion ist, mit geringst möglichen Kosten Qualitätsprodukte zu erzeugen. Qualität wird erwartet, ergibt sich aber nicht automatisch, sondern muss mit Beginn des Produktentstehungsprozesses (PEP) geplant und von allen Linien-funktionen der Wertschöpfungskette (Vertrieb, Entwicklung, Einkauf, Fertigungs-planung, Produktion und Logistik) getragen werden. Siehe auch Abb. 15.2. Führungsentscheidungen, wie Investitionsplanung und -freigabe, Programmwahl, Personalauswahl und -Schulung sowie die Firmenkultur spielen eine große Rolle. Qualitätsmängel oder besser benannt als „Fehler“, die aus mangelnder Qualität resultieren, kosten bei ihrer Beseitigung Geld und nicht zuletzt auch Image.

Ziel ist die Qualitätssicherungsstrategie der Fehlerverhütung. Prüfen und Aus-sortieren ist bei komplexen Produkten wie Fahrzeuggetrieben nicht zielführend. Vielmehr muss der gesamte Fertigungsprozess mit all seinen Einzelprozessen so eingerichtet und gelenkt werden, dass keine Fehler auftreten bzw. diese beim Auf-treten direkt erkannt werden und sie sich im Prozess nicht fortpflanzen. Anders sind die geforderten Fehlerraten in ppm (parts per million) nicht darstellbar. Nach-folgend wird die Statistische Prozesslenkung SPC (Statistical Process Control), als Methode zur Fehlerverhütung in der Fertigung, sehr vereinfacht und allgemein, vorgestellt. Es sei hier auf die umfangreiche weiterführende Literatur und Richtli-nien verwiesen, z.B. [16.2, 16.3].

Jeder einzelne Arbeitsvorgang ist ein Teilprozess und Bestandteil des Ferti-gungsprozesses. Bei der Produktion eines Fahrzeuggetriebes sind viele unter-schiedliche Einflussfaktoren wie Maschine, Material, Methode, Mitwelt und Menschen beteiligt (die klassischen 5M nach Ishikawa). Die daraus entstehende Vielzahl von Einflüssen auf den in der Regel mit Sollwert eingestellten und normal laufenden Fertigungsprozess sind zufälliger Natur (z.B. Werkzeugbruch) und systematischer Natur (z.B. Werkzeugverschleiß). Zur Prozesslenkung sind deshalb statistische Methoden erforderlich. Die Normalverteilung kann als Ver-teilungsart zur modellhaften Erklärung der SPC für die statistische Analyse eines Fertigungsprozesses gewählt werden.


Abb. 16.11. Normalverteilung und Fähigkeitskennzahlen. a die aus einer Kurzeitbetrach-tung ermittelte Maschinenfähigkeit cm und b die aus einer Langzeituntersuchung ermittelte Prozessfähigkeit cp

In der Praxis kommen eine Vielzahl von Verteilungsmodellen zum Tragen, sie alle bilden die Grundlage der SPC. Nicht-zufällige Störeinflüsse werden durch die Sta-tistische Prozesslenkung als Fehler erkannt und durch Regelung des Fertigungs-prozesses ausgeschaltet.

Qualität ist immer auf eine Anforderung bezogen, auf die Übereinstimmung zwischen Soll und Ist. Die Anforderung an ein Merkmal ist mit Nennwert und Grenzwerten (OT = obere Toleranz, UT = untere Toleranz) spezifiziert, Abb. 16.11. Ist durch statistische Vorlaufuntersuchungen die typische Verteilung eines Merkmalwertes bekannt, so genügt eine entsprechend große Stichprobe, die dem Fertigungsprozess nach genau festgelegten Regeln entnommen wird, um eine Aussage über den Verlauf des Fertigungsprozesses und damit zum Merkmalswert zu machen.

Mit Hilfe von in statistischen Analysen (Kurzzeit: Maschinenfähigkeit, Lang-zeit: Prozessfähigkeit) gewonnenen Messergebnissen wird das Streuverhalten und die Lage eines Fertigungsprozesses beurteilt. Die folgenden Qualitätskennzahlen geben das wider. Es wird unterschieden in:

• Prozesspotential mit 1/ Maschinenfähigkeit (machine capability) cm 2/ Prozessfähigkeit (process capability) cp

• Prozessfähigkeit mit 1/ Kritische Maschinenfähigkeit (critical machine capability) cmk 2/ Kritische Prozessfähigkeit (critical process capability) cpk .

1/ Maschinenfähigkeit, Kennwerte der Maschinenfähigkeitsuntersuchung

Die Maschinenfähigkeit wird durch die Maschinenfähigkeitsuntersuchung (MFU) festgestellt. Die MFU ist eine Kurzzeituntersuchung. Sie wird durchgeführt ohne Nachjustierung der Maschine, mit gleichem Bediener und gleichem Rohmaterial, um Einflüsse des Prozesses auszuschließen. Sie wird durchgeführt vor der SPC-

16.5 Fertigungs- und Fabrikbetrieb 637

Einführung am Arbeitsplatz, wenn ein neues Verfahren installiert wurde oder wenn sich ein Prozess als nicht fähig erweist. Mit der MFU wird die typische Ver-teilung ermittelt, welche die Maschine bei der Herstellung von Merkmalen erzeugt. Sie muss durchgeführt werden für wichtige Merkmale, die bei einem Arbeitsvorgang an einem Teil erzeugt werden. Eine Aussage über die Maschinen-fähigkeit machen die zwei folgenden, mathematisch ermittelten Qualitätskenn-zahlen, Abb. 16.11a:

cm ist der Maschinenfähigkeitsindex bezüglich der Streuung. Er macht eine Aus-sage über die Gesamtbreite der Verteilung im Verhältnis zur Toleranzbreite. Der Faktor für cm muss ≥ 1,67 sein.

67,1,6

UTOTeubreiteProzessstr

eiteToleranzbrmm ≥

−== c

sc (16.1)

cmk ist die Lage des Mittelwerts der Verteilung im Verhältnis zu den Toleranz-grenzen. Er macht eine Aussage über die Lage der Verteilung zu den Tole-ranzgrenzen. Der Faktor für cmk muss ≥ 1,67 sein.

sxc

sxcccc

3OT,

3OTmit,);(MIN mumomumomk

−=

−== (16.2)

2/ Prozessfähigkeit, Kennwerte der Prozessfähigkeitsuntersuchung

Die Prozessfähigkeit wird durch die Prozessfähigkeitsuntersuchung (PFU) fest-gestellt. Die PFU ist eine Langzeituntersuchung. Bei der PFU wird festgestellt, welche Einflüsse die einzelnen Faktoren (Mensch, Maschine, Material, Mitwelt und Methode), aus denen sich der Prozess zusammensetzt, auf das Endergebnis (Maßhaltigkeit des erzeugten Merkmals) haben. Eine Aussage über die Prozess-fähigkeit machen die zwei folgenden, mathematisch ermittelten Qualitätskenn-zahlen, Abb. 16.11b:

cp ist der Prozessfähigkeitsindex bezüglich der Streuung. Er macht eine Aussage über die Gesamtbreite der Verteilung (die der Prozess erzeugt) im Verhältnis zur Toleranzbreite. Der Faktor für cp muss ≥ 1,33 sein.

33,1,ˆ6UTOT

eubreiteProzessstreiteToleranzbr

pp ≥−

== cσ

c (16.3)

cpk ist die Lage des Mittelwerts der Verteilung (die der Prozess erzeugt) im Ver-hältnis zu den Toleranzgrenzen. Er macht eine Aussage über die Lage der Ver-teilung zu den Toleranzgrenzen. Der Faktor cpk muss ≥ 1,33 sein.

σµc

σµcccc

ˆ3OTˆ

,ˆ3

ˆOTmit,);(MIN pupopupopk−

=−

== (16.4)


Abb. 16.12. Grundgedanke der Prozesslenkung mit SPC

Praktische Anwendung am Arbeitsplatz

Wenn die typische Verteilung bekannt ist, können die für den Maschinenbediener wichtigen Eingriffsgrenzen (OEG = obere Eingriffsgrenze, UEG = untere Ein-griffsgrenze) definiert werden. Gegen diese Eingriffsgrenzen werden die serien-begleitend, regelmäßig erfassten Messwerte des Fertigungsprozesses abgeglichen, Abb. 16.12. Das Auftragen der Prüfinformationen über der Zeit zeigt den Ablauf des Prozesses und ermöglicht den gezielten Eingriff. Es wird davon ausgegangen, dass die zur Prozesslenkung gezogene Stichprobe aus der typischen Verteilung stammt.

Es kommt vor, dass Einzelprozesse nicht die oben genannten Fähigkeitsan-forderungen (cpk = 1,33) erfüllen. Dann ist der Prozess nicht fähig und erfordert Sondermaßnahmen zur Absicherung, wie z.B. 100-%-Prüfung.

Beispiel: Stichprobe 2 ist von der typischen Verteilung her in Ordnung. Zwei Messwerte liegen jedoch oberhalb der OEG. In den Fertigungsprozess muss eingegriffen werden, z.B. durch eine Werkzeugkorrektur.

Die Anforderungen an ein funktionierendes QM-System bezüglich Struktur und Organisation aller im Unternehmen bestehenden Organisationseinheiten und Prozesse sind ausführlich in der TS16949 beschrieben und bilden die Grundlage zur Ausrichtung der QM-Systeme für Lieferanten der Automobilindustrie.

17 Zuverlässigkeit und Erprobung von Fahrzeuggetrieben

Das Automobil und seine Komponenten vereinigen in besonderem Maße komplexe Technologien mit hoher Zuverlässigkeit

Gesetzliche Auflagen, z.B. in der Produkthaftung und im Umweltschutz, höhere Produktkomplexität, kürzere Innovationszeiten und gestiegene Kundenerwar-tungen erfordern immer größere Anstrengungen, um zuverlässige und sichere Produkte herzustellen. Um dies zu erreichen, müssen bereits während der Ent-wicklung des Produkts Grundregeln berücksichtigt werden. Die wichtigsten Grundregeln, die es bei der Entwicklung von Fahrzeuggetrieben zur Gewährleis-tung der Zuverlässigkeit zu beachten gilt, sind im Folgenden dargestellt:

• genaues Lastenheft, • möglichst wenig Einzelteile, • Verzicht auf Risikoteile, • Austauschbarkeit von Verschleißteilen, • Rechnersimulation des praktischen Einsatzes, • Untersuchen des dynamischen Verhaltens des Triebstrangs, • frühzeitige Komponenten-Versuche, • umfangreiche Prüfstands- und Fahrerprobung, • strengste Qualitätssicherung im Haus und bei Zulieferanten und • Stichprobenkontrollen in der Serie.

Ein Fahrzeuggetriebe kann nicht als ein einzelnes Bauteil betrachtet werden. Vielmehr muss es als ein komplexes System, das aus vielen verschiedenen Bau-teilen aufgebaut ist, angesehen werden. Dementsprechend unterliegen die ein-zelnen Bauteile auch den unterschiedlichsten Einflüssen und Beanspruchungen. Die Zuverlässigkeit des Systems Fahrzeuggetriebe wird daher von zahlreichen Einflussgrößen bestimmt. Diese Einflussgrößen lassen sich im Wesentlichen in zwei Kategorien, die „inneren“ und „äußeren“ Einflüsse, einteilen, Abb. 17.1.

Analog zu den zahlreichen Einflüssen bestehen auch mehrere Kriterien für die Definition eines zuverlässigen Fahrzeuggetriebes. Die Wichtigsten hierbei sind:

• Das Getriebe muss eine hohe mittlere Laufzeiterwartung besitzen und • Das Getriebe darf praktisch keine vorzeitigen Ausfälle vorweisen.

640 17 Zuverlässigkeit und Erprobung von Fahrzeuggetrieben

Abb. 17.1. „Innere“ und „äußere“ Einflüsse auf die Zuverlässigkeit eines Getriebes

Basierend auf diesen Forderungen lassen sich zwei grundlegende Maßnahmen zur Erhöhung der Zuverlässigkeit bei Fahrzeuggetrieben entwickeln:

• Die zulässige Beanspruchung der schwachen Glieder muss erhöht und der Streubereich dieser zulässigen Beanspruchungen eingeengt werden und

• Es müssen qualitätssichernde Systeme eingeführt werden, so dass Fertigungs- und Montagefehler minimiert werden können, s. Abschn. 16.5.

Um die genannten Forderungen bei der Entwicklung berücksichtigen zu können, ist es notwendig, dass der Konstrukteur über eine Anzahl von Methoden verfügt, mit denen er die Zuverlässigkeit von Bauteilen und vollständigen Bauteilsystemen berechnen oder zumindest abschätzen kann. In diesem Kapitel werden die hierzu notwendigen mathematisch-statistischen und zuverlässigkeitstheoretischen Grund-lagen erläutert.

17.1 Grundlagen der Zuverlässigkeitstheorie

Nachfolgend werden die Grundlagen der Zuverlässigkeitstheorie vorgestellt. Zur Vertiefung sei auf die weiterführende Literatur verwiesen [17.1].

17.1.1 Definition der Zuverlässigkeit

Zur objektiven Beurteilung und für Berechnungen muss die Größe „Zuverlässig-keit“ qualitativ und quantitativ bestimmbar sein. Nach der VDI-Richtlinie 4001 [17.15] lautet die Definition der technischen Zuverlässigkeit:

17.1 Grundlagen der Zuverlässigkeitstheorie 641

ZUVERLÄSSIGKEIT ist die Wahrscheinlichkeit dafür, dass ein Produkt während einer definierten Zeitdauer unter gegebenen Funktions- und Umgebungsbedingungen nicht ausfällt.

17.1.2 Statistische Beschreibung und Darstellung des Ausfallverhaltens von Bauteilen

Die Lebensdauer t, die das Ausfallverhalten eines Bauteils beschreibt, ist nicht als eine diskret zu bestimmende Variable aufzufassen. Sie stellt vielmehr eine Zu-fallsvariable dar, die einer gewissen Streuung unterliegt [17.12].

In Abb. 17.2a ist für einen Lebensdauerversuch ein Histogramm der Ausfall-zeiten dargestellt. In dem Histogramm wird der Streubereich tmax – tmin in eine sinnvolle Anzahl von Intervallen eingeteilt und die aufgetretenen Ausfälle den Intervallen zugeordnet. Die Höhe der Balken gibt dann die Summe der im Inter-vall aufgetretenen Ausfälle an. Mit Verringerung der Intervallbreite kann der Umriss des Histogramms durch die Kurve der Dichtefunktion f (t) approximiert werden, Abb. 17.2b.

Werden die beobachteten Ausfälle mit fortlaufender Intervallzahl aufaddiert, so erhält man das in Abb. 17.3a angegebene Histogramm der Summenhäufigkeit. Der Umriss dieses Histogramms kann wiederum mit Verringerung der Intervallbreite durch eine glatte Kurve approximiert werden. Diese Kurve wird in der Statistik als Verteilungsfunktion F(t) und in der Zuverlässigkeitstheorie als Ausfallwahr-scheinlichkeit F(t) (Failure) bezeichnet. Zwischen der Dichtefunktion f (t) und der Ausfallwahrscheinlichkeit F(t) gelten die Beziehungen

ttFtfttftF

d)(d)(bzw.d)()( == ∫ . (17.1)

Abb. 17.2. a Histogramm der Ausfallhäufigkeit eines Lebensdauerversuchs; b Ausfall-häufigkeit und Dichtefunktion f (t)


Abb. 17.3. a Histogramm der Summenhäufigkeit und Verteilungsfunktion bzw. Ausfall-wahrscheinlichkeit F(t); b Histogramm der Überlebenswahrscheinlichkeit bzw. Zuverläs-sigkeit R(t)

Zur Darstellung der noch intakten Einheiten wird die Überlebenswahrscheinlich-keit R(t) (Reliability) benutzt, Abb. 17.3b. Da die Ausfallwahrscheinlichkeit F(t) die Summe der ausgefallenen Teile beschreibt, ergibt sich die Überlebenswahr-scheinlichkeit R(t) als Komplement von F(t) zu 1,

)(1)( tFtR −= . (17.2)

Die Überlebenswahrscheinlichkeit R(t) wird in der Zuverlässigkeitstheorie gele-gentlich auch als Zuverlässigkeit R(t) bezeichnet.

Eine weitere, sehr oft benutzte statistische Größe zur Kennzeichnung des Aus-fallverhaltens ist die Ausfallrate λ(t). Zur Ermittlung dieser Ausfallrate λ(t) werden die Ausfälle zu einem Zeitpunkt t bzw. in einem Zeitintervall dt auf die Anzahl der noch intakten Einheiten bezogen

EinheitenIntakteAusfälle)( =tλ . (17.3)

Da die Dichtefunktion f (t) die Ausfalldichte und die Überlebenswahrscheinlichkeit R(t) die intakten Einheiten beschreibt, kann die Ausfallrate (λ-Rate) λ(t) als Quo-tient dieser beiden Funktionen ermittelt werden

)()()(

tRtftλ = . (17.4)

Die Ausfallrate λ(t) lässt sich als Maß für das Ausfallrisiko eines Teils interpre-tieren, wenn es bereits bis zu diesem Zeitpunkt t überlebt hat.


Abb. 17.4. Badewannenkurve

Betrachtet man das Ausfallverhalten eines Produkts von seiner Fertigstellung bis zum Lebensende, dann ergibt sich immer ein ähnlicher, typischer Kurvenverlauf, Abb. 17.4. Entsprechend der Form der Kurve wird sie als Badewannenkurve bezeichnet. Es lassen sich drei Bereiche deutlich unterscheiden: Der Bereich 1 der Frühausfälle, der Bereich 2 der Zufallsausfälle und der Bereich 3 der Verschleiß- und Ermüdungsausfälle.

Bereich 1: Frühausfälle

Der Bereich 1 ist durch eine abnehmende Ausfallrate gekennzeichnet. Das Risiko eines Teils auszufallen nimmt hier mit zunehmender Zeit ab. Verursacht werden diese Frühausfälle überwiegend durch Fertigungs- und Montagefehler. Diesen Frühausfällen kann durch eine entsprechende Qualitätssicherung begegnet werden.

Bereich 2: Zufallsausfälle

Im Bereich 2 der Zufallsausfälle ist die Ausfallrate konstant. Das Ausfallrisiko eines Teils ist somit immer gleich hoch. Zumeist ist das Risiko auch relativ gering. Diese zufälligen Ausfälle werden z.B. durch Bedienungsfehler oder Schmutz-partikel ausgelöst.

Bereich 3: Verschleiß- und Ermüdungsausfälle

Im Bereich 3 der Verschleiß- und Ermüdungsausfälle steigt die Ausfallrate stark an. Das Risiko auszufallen wird für ein Teil mit zunehmender Lebensdauer immer größer. Die hier auftretenden Ausfälle werden z.B. durch Dauerbruch, Alterung, Grübchen oder Verschleiß verursacht. Dieser Bereich ist für den Konstrukteur am interessantesten, da die Lebensdauer eines Teils überwiegend durch diesen Bereich festgelegt wird. Er kann daher durch eine besondere Berücksichtigung der möglichen Ausfallursachen und entsprechende Auslegung der Teile – Lebens-dauerberechnung – ganz erheblich beeinflusst werden.

Die Badewannenkurve ergibt sich nicht nur bei einzelnen Bauelementen, sondern sie wird auch bei kompletten Systemen beobachtet.


17.1.3 Mathematische Beschreibung des Ausfallverhaltens durch die Weibull-Verteilung

Im vorigen Abschnitt wurde gezeigt, wie man das Ausfallverhalten durch ver-schiedene statistische Funktionen anschaulich darstellen kann. Von ganz besonde-rem Interesse ist aber, welchen genauen Verlauf diese Funktionen für einen ganz konkreten Fall besitzen und wie sich der Verlauf dieser Kurven analytisch be-schreiben lässt. Hierbei sollen die empirisch ermittelten Ausfallfunktionen durch analytisch beschreibbare Kurven ersetzt bzw. approximiert werden. Die hierfür verwendeten Lebensdauer-Verteilungen werden in diesem Abschnitt behandelt.

1/ Normal-Verteilung

Die bekannteste dieser Lebensdauer-Verteilungen ist die Normal-Verteilung. Sie besitzt als Dichtefunktion f (t) die bekannte „Glockenkurve“, die völlig symmet-risch zu einem Mittelwert verläuft. Die Ausfalldichte ist am Mittelwert am höchs-ten. Es kann somit im Wesentlichen nur eine Art von Ausfallverhalten beschrieben werden. Die Normal-Verteilung wird dennoch häufig im Rahmen der Zuverlässig-keitstheorie benützt.

2/ Exponential-Verteilung

Die Dichtefunktion f (t) der Exponential-Verteilung nimmt entsprechend einer inversen e-Funktion von einem Anfangswert monoton ab. Es lässt sich somit nur ein Ausfallverhalten beschreiben, bei dem zu Beginn eine hohe Anzahl an Aus-fällen beobachtet wird, die dann kontinuierlich abnimmt. Neben der kontinuierlich abfallenden Dichtefunktion ist die konstante Ausfallrate λ ein wesentliches Kenn-zeichen dieser Verteilung. Das heißt, das Ausfallrisiko ist zeitunabhängig. Auch hier lässt sich deshalb feststellen, dass sich die Exponential-Verteilung im Wesentlichen nur zur Beschreibung einer ganz bestimmten Art von Ausfall-verhalten eignet.

Die Exponential-Verteilung wird häufig in der Elektrotechnik und der Luftfahrt eingesetzt, während im Maschinenbau die Logarithmische Normal-Verteilung und die Weibull-Verteilung die am meisten verwendeten Lebensdauer-Verteilungen sind.

3/ Logarithmische Normal-Verteilung

Die logarithmische Normal-Verteilung, die meist kurz als Lognormal-Verteilung bezeichnet wird, geht aus der Normal-Verteilung hervor. Die Zufallsvariable t wird dazu in logarithmischer Form ln t verwendet. Das bedeutet, dass die logarith-mierten Ausfallzeiten einer Normal-Verteilung folgen.

Mit der Lognormal-Verteilung lassen sich ähnliche Verläufe in ähnlicher Viel-falt realisieren wie mit der im Anschluss behandelten Weibull-Verteilung. Gegen-über der Weibull-Verteilung ist die mathematische Handhabung der Lognormal-Verteilung schwieriger, da sie nicht analytisch, sondern nur numerisch lösbar ist.


4/ Weibull-Verteilung: Grundbegriffe und Gleichungen

Mit der Weibull-Verteilung kann ein sehr unterschiedliches Ausfallverhalten gut beschrieben werden. Am deutlichsten zeigen dies die mit der Weibull-Verteilung darstellbaren Dichtefunktionen, Abb. 17.5. In Tabelle 17.1 sind die Formeln und Beziehungen der Weibull-Verteilung wiedergegeben.

Tabelle 17.1. Formeln und Bezeichnungen der Weibull-Verteilung [17.1]

Zweiparametrige Weibull-Verteilung

Überlebenswahrscheinlichkeit

b

Tt

tR⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−

= e)( (17.5)

Ausfallwahrscheinlichkeit

b

Tt

tF⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−

−= e1)( (17.6)

Dichtefunktion

b

Ttb

Tt

Tb

tFtf

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−−

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛== e

dd)(

1

(17.7)

Ausfallrate 1

)()()(

−

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛==

b

Tt

Tb

tRtftλ (17.8)

Dreiparametrige Weibull-Verteilung

Überlebenswahrscheinlichkeit

b

tTtt

tR⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

−−

−

= 0

0

e)( (17.9)

Ausfallwahrscheinlichkeit

b

tTtt

tF⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

−−

−

−= 0

0

e1)( (17.10)

Dichtefunktion

b

tTttb

tTtt

tTb

tFtf

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

−−

−−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−−

−== 0

0

edd)(

1

0

0

0 (17.11)

Ausfallrate 1

0

0

0)()()(

−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−−

−==

b

tTtt

tTb

tRtftλ (17.12)

Parameter t: Statistische Variable (Beanspruchungszeit, Lastwechsel, Betätigungen, ...) T: Charakteristische Lebensdauer, „Lageparameter“.

Bei t = T ist F(t) = 63,2 % bzw. R(t) = 36,8 %. b: Formparameter oder Ausfallsteilheit. Durch ihn wird die Kurvenform festgelegt. t0: Ausfallfreie Zeit. Der Parameter t0 legt den Zeitpunkt fest, ab dem die Ausfälle

beginnen. Es handelt sich um eine Zeitverschiebung längs der t-Achse.


Abb. 17.5. Dichtefunktionen f (t) der zweiparametrigen Weibull-Verteilung für unterschiedliche Formparameter b (charakteristische Lebensdauer T = 1)

Abb. 17.6. Ausfallraten λ(t) der zwei-parametrigen Weibull-Verteilung für unterschiedliche Formparameter b (charakteristische Lebensdauer T = 1)

4.1/ Zweiparametrige Weibull-Verteilung

In Abhängigkeit von einem Parameter der Verteilung – dem Formparameter b – ändert sich die Dichtefunktion deutlich. Die unterschiedlichen Ausfallraten der zweiparametrigen Weibull-Verteilung in Abb. 17.6 lassen sich in drei Bereiche einteilen, die mit den Bereichen der Badewannenkurve in Abschn. 17.1.2 identisch sind:

b < 1: Die Ausfallraten nehmen mit zunehmender Lebensdauer ab. Es lassen sich damit Frühausfälle beschreiben.

b = 1: Die Ausfallrate ist konstant. Der Formparameter b = 1 eignet sich somit zur Beschreibung von Zufallsausfällen im Bereich 2 der Badewannen- kurve.

b > 1: Die Ausfallraten steigen mit zunehmender Lebensdauer deutlich an. Mit b-Werten größer 1 lassen sich deshalb Verschleiß- und Ermüdungsausfälle beschreiben.


Die Weibull-Verteilung lässt sich in eine zweiparametrige und eine dreipara-metrige Verteilung unterteilen, Tabelle 17.1. Die zweiparametrige Weibull-Verteilung besitzt als Parameter die charakteristische Lebensdauer T (Lage-parameter) und den Formparameter b. Der charakteristischen Lebensdauer T wird die Ausfallwahrscheinlichkeit F(T) = 63,2 % (R(T) = 36,8 %) zugeordnet. Der Formparameter b ist ein Maß für die Streuung der Ausfallzeiten bzw. für die Form der Ausfalldichte. Die Ausfälle werden bei der zweiparametrigen Weibull-Verteilung stets ab dem Zeitpunkt t = 0 beschrieben.

4.2/ Dreiparametrige Weibull-Verteilung

Die dreiparametrige Weibull-Verteilung besitzt neben den Parametern T und b als zusätzlichen Parameter die ausfallfreie Zeit t0. Der ausfallfreien Zeit t0 liegt bei Verschleiß- und Ermüdungsbrüchen zugrunde, dass eine gewisse Zeit für die Schadensentstehung und -ausbreitung benötigt wird.

Der charakteristischen Lebensdauer T ist eine Ausfallwahrscheinlichkeit F(T) = 63,2 % bzw. eine Überlebenswahrscheinlichkeit R(T) = 36,8 % zugeordnet. Ähnlich wie beim Medianwert, bei dem F(t) = 50 % beträgt, kann die charakteris-tische Lebensdauer T deshalb als ein kennzeichnender Wert aufgefasst werden. Eine weitere wichtige Kenngröße ist die Bx-Lebensdauer. Das ist die Lebensdauer, bei der die Ausfallwahrscheinlichkeit des betrachteten Elements x % beträgt.

Grafische Darstellung der Weibull-Verteilung

Die Ausfallwahrscheinlichkeiten F(t) weisen einen s-förmigen Kurvenverlauf auf. Mit einem speziellen Weibull-Wahrscheinlichkeitspapier ist es möglich, die Funk-tionen F(t) der zweiparametrigen Weibull-Verteilung als Geraden zu zeichnen, Abb. 17.7.

Abb. 17.7. Weibull-Wahrschein-lichkeitspapier. Ausfallkurven der zweiparametrigen Weibull-Vertei-lung (Weibull-Geraden) mit unter-schiedlichen Formparametern b


Dadurch kann das Ausfallverhalten auf eine einfache grafische Weise dargestellt werden. Vorteile ergeben sich auch bei der Auswertung von Versuchen, da durch die eingetragenen Versuchswerte eine Gerade gelegt werden kann. Die Abszisse ist logarithmisch geteilt, während die Ordinate einen doppeltlogarithmischen Maßstab besitzt:

tx ln= , (17.13)

[ ] [ ])(lnlnbzw.))((1lnln tRytFy −=−−= . (17.14)

Jede zweiparametrige Weibull-Verteilung lässt sich damit als eine Gerade im Weibull-Wahrscheinlichkeitsnetz darstellen, siehe Abb. 17.7.

Die Steigung der Geraden im Wahrscheinlichkeitsnetz ist dabei ein direktes Maß für den Formparameter b. Der Formparameter b kann auf der rechten Ordi-nate in Abb. 17.7 abgelesen werden, wenn die Gerade parallel durch den Pol P verschoben wird.

Eine dreiparametrige Weibull-Verteilung ergibt im Weibull-Wahrscheinlich-keitspapier keine Gerade, sondern eine gekrümmte Kurve, Abb. 17.8a. Allerdings lässt sich auch eine dreiparametrige Weibull-Verteilung als Gerade zeichnen, wenn auf der Abszisse die um t0 korrigierten Ausfallzeiten (t – t0) abgetragen wer-den. Durch diese Zeittransformation wird die dreiparametrige Weibull-Verteilung auf eine zweiparametrige Weibull-Verteilung zurückgeführt, Abb. 17.8b.

Abb. 17.8. Dreiparametrige Weibull-Verteilung im Weibull-Wahrscheinlichkeitspapier. a Originalwerte und Ausfallkurve (Weibull-Kurve) der dreiparametrigen Weibull-Verteil-ung; b Dreiparametrige Weibull-Verteilung mit den um t0 reduzierten Ausfallzeiten (t – t0)


17.1.4 Zuverlässigkeit bei Systemen

Maschinenbauliche Produkte müssen als komplexe Systeme angesehen werden, die aus mehreren Bauelementen aufgebaut sind. Das Ausfallverhalten der ein-zelnen Bauelemente kann, wie im vorhergehenden Abschnitt beschrieben, z.B. durch eine Weibull-Verteilung mit den Parametern b, T und t0 dargestellt werden. Das Ausfallverhalten des gesamten Systems erhält man mittels einer System-theorie, welche die Bauelementezuverlässigkeiten in entsprechender Weise ver-knüpft. Eine dieser Systemtheorien ist die Boolesche-Theorie, deren wesentliche Voraussetzungen sind:

• System ist „nicht reparierbar“ (erster Systemausfall beendet Systemlebens- dauer),

• Bauelemente können nur die beiden Zustände ausgefallen/nicht ausgefallen annehmen und

• Bauelemente sind „unabhängig“ (das Ausfallverhalten eines Bauelements wird durch das Ausfallverhalten der anderen Bauelemente nicht beeinflusst).

Unter diesen Bedingungen können sehr viele Maschinenbauprodukte mit der Booleschen Theorie behandelt werden. Im Folgenden wird ausschließlich diese Theorie verwendet.

Mit den Bauelementen lassen sich Zuverlässigkeits-Schaltbilder aufstellen, aus denen erkennbar ist, wie sich der Ausfall eines Elements auf das gesamte System auswirkt. Die Verbindungen zwischen Ein- (E) und Ausgang (A) des Schaltbilds, Abb. 17.9, stellen die Möglichkeiten für die Funktionsfähigkeit des Systems dar. Das System ist somit genau dann funktionsfähig, wenn im Zuverlässigkeits-Schaltbild zwischen Ein- und Ausgang mindestens eine Verbindung besteht, auf der sämtliche eingezeichneten Bauelemente intakt sind.

Abb. 17.9. Grundstrukturen von Zuverlässigkeits-Schaltbildern. a Serienstruktur; b Parallelstruktur; c Mischstruktur; E Eingang; A Ausgang; BE Bauelement


Bei einer Serienstruktur, Abb. 17.9a, führt der Ausfall eines beliebigen Bau-elements zum Ausfall des gesamten Systems. Bei einer Parallelstruktur, Abb. 17.9b, fällt das System erst aus, wenn sämtliche Elemente ausgefallen sind.

Zu beachten ist, dass sich der Aufbau des Zuverlässigkeits-Schaltbilds nicht am mechanischen Aufbau einer Konstruktion orientiert. So kann ein Bauelement durchaus an mehreren Stellen des Zuverlässigkeits-Schaltbilds vorkommen. Im Maschinenbau befinden sich fast ausnahmslos Systeme mit Serienstrukturen im Einsatz, da der Aufbau von parallelen Redundanzen aufwendig und teuer ist.

Die Berechnung der Zuverlässigkeit eines Seriensystems erfolgt nach dem Produktgesetz der Überlebenswahrscheinlichkeiten

∏=

=⋅⋅=n

1iiS321S )(bzw.)()()()( RtRtRtRtRtR K . (17.15)

Da die Überlebenswahrscheinlichkeit jedes Systemelements Ri (t) ≤ 1 ist, ergibt sich für die System-Zuverlässigkeit immer ein Wert, der kleiner/gleich ist als die Zuverlässigkeit der schlechtesten Komponente.

Bei Parallelsystemen, Abb. 17.9b, erhält man die Zuverlässigkeit des Systems nach der Formel

,)1()(bzw.

))(1())(1())(1(1)(

r

1iiS

321S

∏=

−=

−⋅−⋅−−=

RtR

tRtRtRtR K

(17.16)

mit dem Redundanzgrad r des Systems.

17.1.5 Verfügbarkeit von Systemen

Die Zuverlässigkeit beschreibt die Überlebenswahrscheinlichkeit von Bauteilen oder gesamten Systemen bis zum ersten Ausfall. Bei reparierbaren Systemen besteht aber die Möglichkeit, das System durch eine Reparatur wieder in einen funktionsfähigen Zustand zu bringen. Ausfall und anschließende Reparatur können sich bei reparierbaren Systemen sehr oft wiederholen. Für derartige Systeme wurde der Begriff „Verfügbarkeit“ eingeführt. Unter der Verfügbarkeit A(t) (Availability) versteht man die Wahrscheinlichkeit, dass ein System zu einem vorgegebenen Zeitpunkt in einem funktionsfähigen Zustand angetroffen wird. Die stationäre Verfügbarkeit (Dauerverfügbarkeit) berechnet sich zu

MTTRMTBFMTBFtA

+=)( . (17.17)

Hierbei stellt MTBF den Mittelwert der ausfallfreien Funktionszeit (Mean Time Between Failures) und MTTR den Mittelwert der Reparaturzeit (Mean Time To

17.2 Zuverlässigkeitsanalyse von Fahrzeuggetrieben 651

Repair) dar. Da der Kehrwert von MTBF gleich der Ausfallrate λ ist, kann diese Formel nur dann angewandt werden, wenn man voraussetzt, dass die Ausfallrate über den gesamten Betrachtungszeitraum konstant ist.

Als Systemtheorie zur Beschreibung der Zustandswahrscheinlichkeit wird häufig das Markov-Modell verwendet [17.8, 17.11]. Mit diesem Modell kann die Zustandswahrscheinlichkeit eines reparierbaren Systems zu jedem beliebigen Zeitpunkt erfasst werden. Die Zustandsbedingungen des Systems werden dabei mit linearen Differentialgleichungen beschrieben, die sich allerdings in den meis-ten Fällen nicht mehr analytisch lösen lassen, sondern mittels eines Rechners nu-merisch gelöst werden müssen.

Mit Hilfe der Monte-Carlo-Methode als Simulationsmodell kann die Zuverläs-sigkeit bzw. Verfügbarkeit von Systemen ermittelt werden, wenn diese analytisch nicht ermittelbar sind. Die Monte-Carlo-Methode bleibt bisweilen die einzige praktisch zugängliche Methode zur Untersuchung komplexer Systeme [17.6, 17.12, 17.16].

17.2 Zuverlässigkeitsanalyse von Fahrzeuggetrieben

Das wesentliche Ziel der Zuverlässigkeitssicherung ist es, das zu erwartende Aus-fallverhalten eines Produkts schon während seiner Entwicklung zu ermitteln bzw. zu prognostizieren. Derartige Prognosen sind nur für Ermüdungs- und Verschleiß-ausfälle möglich, d.h. für den Bereich 3 der Badewannenkurve, Abb. 17.4.

Um auf einen Teil der umfangreichen und zeitintensiven Versuche verzichten zu können, werden Berechnungsmethoden angewandt, die sich auf die in den vorigen Abschnitt erläuterten wahrscheinlichkeitstheoretischen Grundlagen stüt-zen. Eine zuverlässige Prognose kann man allerdings immer nur unter der Voraus-setzung erhalten, dass das Ausfallverhalten der einzelnen Bauelemente ent-sprechend genau bekannt ist.

Abb. 17.10. Vorgehensweise bei der Zuverlässigkeitsanalyse


Um die Systemzuverlässigkeit zu ermitteln, hat sich das Vorgehen nach Abb. 17.10 bewährt [17.3, 17.12]. Bei der Systemanalyse werden zunächst alle Bau-elemente und deren Funktionen bestimmt. Um eine vollständige Analyse zu ge-währleisten, ist es hierbei meistens sinnvoll, die Bauelemente entsprechend ihrer Funktion oder Bauart in Gruppen aufzuteilen. Im Folgenden zweiten Abschnitt, der qualitativen Zuverlässigkeitsanalyse, werden die zuverlässigkeitsrelevanten Systemelemente und deren Einfluss auf die Funktionalität des Systems ermittelt und bewertet. Im letzten Abschnitt, der quantitativen Zuverlässigkeitsanalyse, erfolgt die Bestimmung des Ausfallverhaltens des Systems mit den in den voran-gegangenen Abschnitt erläuterten wahrscheinlichkeitstheoretischen Grundlagen.

Diese drei Abschnitte der Zuverlässigkeitsanalyse werden im Folgenden unter Verwendung von Beispielen aus dem Bereich der Fahrzeuggetriebe erläutert.

17.2.1 Systemanalyse

Hierbei wird das Produkt zunächst innerhalb seiner Umgebung bzw. des über-geordneten Systems als System abgegrenzt. Um einen Gesamtüberblick über das System zu erhalten, werden dann alle vorkommenden Bauelemente ermittelt.

Als Bauelemente sind hierbei sowohl die Bauteile als auch die Bauteil-Schnitt-stellen anzusehen. Bauteil-Schnittstellen sind beispielsweise Schrumpfverbin-dungen, Schweißverbindungen etc., die neben den eigentlichen Bauteilen eben-falls zuverlässigkeitskritische Bestandteile eines Systems darstellen. Zur Verdeut-lichung der System- und der Bauelementefunktionen ist bei komplexen Produkten eine weitere Unterteilung in Funktions- oder Baugruppen sinnvoll.

1/ Systemabgrenzung

Zur Beschreibung der Auswirkung von Ausfällen eines Produkts auf angrenzende Systeme ist es notwendig, eine Systemgrenze festzulegen. Dabei müssen dann alle systemübergreifenden Wechselwirkungen ermittelt werden. Die Systemgrenze bezieht sich hierbei sowohl auf mechanische und hydraulische als auch auf elekt-rische Verbindungen.

Abb. 17.11. System-abgrenzung für ein Pkw-Schaltgetriebe


Für ein Fahrzeuggetriebe sind dies z.B. der An- und Abtrieb, die Aufhängung, die Schaltung oder auch die Übertragungsstrecke für die Drehzahlmessung, Abb. 17.11.

2/ Wechselwirkungen zwischen den Bauteilen

Die Verknüpfungen und Wechselwirkungen der einzelnen Bauteile werden im so genannten „Funktionsblockdiagramm“ dargestellt. Die Übersichtlichkeit und Voll-ständigkeit dieser Darstellung ist wichtig, da das Funktionsblockdiagramm Ausgangspunkt und Grundlage für die im nachfolgenden Abschnitt beschriebene qualitative Zuverlässigkeitsanalyse ist.

Die Anordnung der Bauelemente im Funktionsblockdiagramm sollte möglichst dem Aufbau der Konstruktion entsprechen, so dass sich die Leistungs- und Kraft-flüsse direkt erkennen lassen, Abb. 17.12. Das Funktionsblockdiagramm aus Abb. 17.12 wird direkt aus der Konstruktionszeichnung, Abb. 17.13, abgeleitet. Die Bauteil-Schnittstellen sollten im Funktionsblockdiagramm durch die Angabe der Verbindungsart gekennzeichnet sein. Die Verbindungen, die nicht durch ein Ver-bindungselement beschrieben werden können, wie z.B. der Zahneingriff einer Laufverzahnung oder das Abwälzen eines Wälzlagers, müssen als Sonderelemente eingeführt und entsprechend gekennzeichnet bzw. gesondert aufgeführt werden.

Abb. 17.12. Funktionsblockdiagramm einer Einkonus-Synchronisierung nach Abb. 17.13. Elemente des Funktionsblockdiagramms s. Abb. 17.14


Abb. 17.13. Zusammenbauzeichnung einer Einkonus-Synchronisierung

Abb. 17.14. Elemente des Funktionsblockdiagramms für die Einkonus-Synchronisierung

17.2.2 Qualitative Zuverlässigkeitsanalyse

Bei der qualitativen Zuverlässigkeitsanalyse werden die zuverlässigkeitsrelevanten Bauelemente hinsichtlich ihrer Versagensmöglichkeiten untersucht und ent-sprechend ihres Einflusses auf die Funktionalität des Systems bewertet. Die Be-wertung sollte auf der Grundlage der in der Systemanalyse erarbeiteten Funk-tionen des Produkts, den Wechselwirkungen zwischen den Bauteilen, Berechnungen, Versuchsergebnissen, Schadensstatistiken und Erfahrungswissen erfolgen. Die Darstellung des Ergebnisses der qualitativen Zuverlässigkeitsanalyse


kann als Fehlerbaum (FTA), Blockschaltbild (BSB) oder auch in der Fehler-Möglichkeits- und Einfluss-Analyse (FMEA) erfolgen. Siehe hierzu auch DIN 25424 [17.5] und VDA-Band 4 [17.14].

Um zu dokumentieren, dass manche Bauelemente auf unterschiedliche Art und Weise ausfallen können, werden die Bauelemente entsprechend den Schadens-arten in Systemelemente aufgeteilt. Bei dem beschriebenen Beispiel der Einkonus-Synchronisierung muss daher das Bauteil Zahnrad in die Systemelemente Bruch, Grübchen oder Fressen gegliedert werden. Die durch diese Aufgliederung entstan-denen Systemelemente erfüllen natürlich verschiedene Funktionen und leisten somit auch einen unterschiedlichen Beitrag zur Systemzuverlässigkeit. Hieraus folgt, dass es weder sinnvoll noch zulässig ist, alle Systemelemente als gleich-wertig anzusehen. Man muss daher vor der Bewertung der Elemente eine gewisse Vorauswahl zwischen zuverlässigkeitsrelevanten und zuverlässigkeitsneutralen Bauelementen durchführen. Dies kann z.B. mittels der so genannten „A-, B- und C-Analyse“ geschehen.

1/ A-, B- und C-Analyse

Bei der Vorauswahl zuverlässigkeitsrelevanter und zuverlässigkeitsneutraler Bau-elemente hat sich eine Unterteilung in drei Klassen, wie sie in Abb. 17.15 gezeigt ist, bewährt.

Die Klassierung der Systemelemente wird aufgrund des Einflusses der System-elemente auf die Systemzuverlässigkeit und der Berechenbarkeit ihrer Bx-Lebens-dauer durchgeführt. Während die Bx-Lebensdauer von zuverlässigkeitskritischen A-Systemelementen berechnet werden kann, ist man bei den ebenfalls zuver-lässigkeitskritischen B-Systemelementen auf Erfahrungswerte oder Versuchs-ergebnisse angewiesen. Die zuverlässigkeitsneutralen C-Systemelemente werden bei der weiteren Analyse nicht mehr berücksichtigt. Nach der Klassierung können die für die weitere Zuverlässigkeitsanalyse notwendigen Berechnungen bzw. Ver-suche eingeleitet werden. Die A-, B- und C-Analyse kann als eine stark verein-fachte Form der im nächsten Abschnitt erläuterten Fehler-Möglichkeits- und Ein-fluss-Analyse (FMEA) betrachtet werden.

Abb. 17.15. A-, B- und C-Analyse


2/ FMEA, FTA, BSB

Bei der Fehler-Möglichkeits- und Einfluss-Analyse (FMEA) werden systematisch potentielle Ausfälle ermittelt und bewertet. Sie sollte grundsätzlich bei allen neuen und wichtigen Produkten parallel zum Konstruktionsprozess durchgeführt werden [17.1, 17.7], um die notwendigen Verbesserungen sofort in der Konstruktion berücksichtigen zu können. Siehe hierzu auch Abschn. 15.3 „Freigabestufen im Produktentstehungsprozess“ und Abb. 15.8–15.9.

Die Fehlerbaumanalyse (FTA) [17.5] ist ein analytisches Verfahren, dessen Er-gebnis als Fehlerbaum dargestellt wird. Es handelt sich hierbei um eine deduktive Vorgehensweise, bei der, ausgehend von einem speziellen Fehler, alle dazuge-hörenden Ausfallursachen gesucht werden.

Der Unterschied zwischen FMEA und FTA kann folgendermaßen beschrieben werden: Die FMEA beschreibt ein vollständig funktionsfähiges System, das in seine System-Konstruktionselemente zerlegt wird. Diesen Elementen werden ihre Funktionen und Fehlfunktionen zugeordnet und die möglichen Fehlerfolgen und Ausfallursachen ermittelt. Das Ergebnis ist die Risikoprioritätszahl (RPZ). Die FTA geht von einem speziellen Fehler (Primärereignis) aus. Die möglichen Aus-fallursachen werden analytisch ermittelt. Mit Hilfe der Booleschen Algebra können die Ausfallhäufigkeitsdichte und die Nichtverfügbarkeit berechnet werden. Die Fehlerbaumanalyse und die Fehler-Möglichkeits- und Einfluss-Analyse führen im Wesentlichen zu demselben Ergebnis.

Im Blockschaltbild (BSB) werden die Systemelemente zu einer Zuverlässig-keitsstruktur verkettet. Man unterscheidet dann zwischen Serien- oder Parallel-strukturen und kombinierten Strukturen, Abb. 17.9.

Das Erstellen des Blockschaltbilds stellt eine induktive Vorgehensweise dar, da hierbei von den Ausfällen der einzelnen Systemelemente auf das Systemausfall-verhalten geschlossen wird. Analog zur Fehlerbaumanalyse ist auch das Block-schaltbild in gewisser Weise in der FMEA enthalten. Bei einem Seriensystem er-gibt sich das Blockschaltbild aus dem Hintereinanderschalten der einzelnen Systemelemente (potentielle Ausfälle), die sich bei der Risikoanalyse der FMEA ergeben.

Die Erfahrung zeigt, dass bei den meisten Maschinenbauprodukten eine Serien-struktur anzutreffen ist. Dies hat zur Folge, dass keine Redundanzen vorhanden sind und dass der erste Ausfall eines Systemelements zum Ausfall des Systems führt.

17.2.3 Quantitative Zuverlässigkeitsanalyse

Das Ziel der quantitativen Zuverlässigkeitsanalyse ist es, das Ausfallverhalten der bei der qualitativen Zuverlässigkeitsanalyse erkannten kritischen Systemelemente zu bestimmen. Darauf aufbauend wird dann das Ausfallverhalten des Systems, entsprechend den in den vorigen Abschnitt erläuterten zuverlässigkeitstheoreti-schen Grundlagen, ermittelt.


1/ Ausfallverhalten der Systemelemente

Die Bestimmung des Ausfallverhaltens der Systemelemente unterscheidet sich nach der Klassierung des jeweiligen Systemelements in der A-, B- und C-Analyse. Für die A-Systemelemente existieren relativ genaue Belastungskollektive und die zugehörigen Wöhlerlinien. Damit kann durch eine Betriebsfestigkeitsberechnung die Lebensdauer der Systemelemente ermittelt werden. Diese berechnete Lebens-dauer entspricht in den meisten Fällen der B1- oder B10-Lebensdauer. Für die B-Systemelemente muss auf Erfahrungswissen und Versuchsergebnisse zurück-gegriffen werden. Ist der Verlauf des Ausfallverhaltens bekannt, kann die Umrechnung der B1- oder B10-Lebensdauer in die charakteristische Lebensdauer T durch entsprechende Gleichungen aus [17.1] erfolgen. Um das Ausfallverhalten des Systemelements vollständig beschreiben zu können, wird durch den mit der Bx-Lebensdauer bestimmten Punkt im Weibullnetz die dazugehörige Verteilungs-funktion gelegt.

Die Ermittlung der zur Beschreibung des Ausfallverhaltens notwendigen Wei-bull-Parameter t0, T und b kann auf unterschiedliche Weise erfolgen. Die sicherste ist die Durchführung von Versuchen. Diese Vorgehensweise ist aber sehr aufwän-dig, da repräsentative Ergebnisse nur mit einer großen Anzahl von Versuchen erzielbar sind. Liegen für die gleiche Versagensart unter vergleichbaren Bedin-gungen Weibull-Parameter vor, so können in Verbindung von Erfahrungswissen und Berechnung die fehlenden Weibull-Parameter geschätzt werden. Es existieren mittlerweile auch Zuverlässigkeits-Datenbanken, in denen die Weibull-Parameter in Abhängigkeit von der Belastung, der Bearbeitung, dem verwendeten Werkstoff und dem Ausfallmechanismus für einige Maschinenelemente enthalten sind. Unter Zuhilfenahme der in der Datenbank gespeicherten Werte und eventuell noch weiteren Untersuchungen kann eine Abschätzung des noch zu bestimmenden Parameters b (und gegebenenfalls t0) durchgeführt werden.

Das Ausfallverhalten hängt vorwiegend vom Ausfallmechanismus (z.B. Bruch), von der Belastung (Zeit- oder Dauerfestigkeitsbereich), von der Bearbei-tungsart und dem Werkstoff ab. Anstatt der ausfallfreien Zeit t0 wird bewährter-weise das Verhältnis t0 / B10 verwendet.

Abb. 17.16. Aus Versuchsauswertungen ermittelte Formparameter b und t0 /B10


Abb. 17.17. Ermittlung des Ausfallverhaltens mit Erfahrungswissen

Den größten Einfluss auf das Ausfallverhalten eines Bauteils hat der Ausfall-mechanismus. So weisen Bauteile, die durch Bruch versagen, höhere b- bzw. t0 / B10-Werte auf als Bauteile, die durch Grübchen versagen, Abb. 17.16. Bauteile mit höherwertiger Bearbeitungs- bzw. Werkstoffqualität haben ebenfalls größere b- bzw. t0 / B10-Werte als qualitativ schlechtere Bauteile. Höhere Beanspruchungen ergeben größere b- und kleinere t0 / B10-Werte. Sprödere Werkstoffe haben meist eine geringere Streuung als zähe [17.3, 17.12]. Mit den auf diese Art und Weise ermittelten Weibull-Parametern kann dann nach Abb. 17.17 das Ausfallverhalten des jeweiligen Systemelements bestimmt werden.

Neben der Darstellung im Weibullpapier kann das Ausfallverhalten auch mit der B10 Lebensdauer, dem Formparameter b und dem t0 / B10-Wert in tabellarischer Form beschrieben werden. In Tabelle 17.2 ist dies zu Vergleichszwecken für das eingangs beschriebene Beispiel der Welle, Losrad und Einkonus-Synchronisierung realisiert.

Tabelle 17.2. Weibull-Parameter am Beispiel der Sperrsynchronisierung

Systemelement B10 [105 km]

t0 [105 km]

t0 / B10

b

T [105 km]

Zahnrad Bruch 8,2 7,0 0,85 1,7 11,5

Zahnrad Grübchen 1,9 1,0 0,5 1,15 7,4

Welle Bruch 10,8 8,6 0,8 1,3 21,0

Nadellager Grübchen 14,7 2,2 0,15 1,2 83,7

Synchronring Verschleiß 3,7 1,9 0,5 1,1 15,8


2/ Ausfallverhalten des Systems

Wie in Abschn. 17.1.4 erläutert, werden zur Bestimmung des Ausfallverhaltens des Systems die Überlebenswahrscheinlichkeiten Ri(t) der kritischen System-elemente nach einer geeigneten Systemtheorie verknüpft. Im Falle der Fahrzeug-getriebe hat sich die Boolesche Theorie als gute Näherung erwiesen.

Lässt sich das Bauteil-Ausfallverhalten der Bauteile mit einer zweipara-metrigen Weibull-Verteilung beschreiben, so besitzen die einzelnen Bauteile bereits ab t > 0 eine beschränkte Zuverlässigkeit Ri (t) < 1. Dies führt dazu, dass bei der Berechnung der System-Zuverlässigkeit alle Bauteile berücksichtigt werden müssen und dass jedes zusätzliche Bauteil die System-Zuverlässigkeit weiter verringert. Bei vielen Komponenten führt dies zu einer sehr niedrigen System-Zuverlässigkeit.

Das Ausfallverhalten vieler Bauteile kann aber oft, wie bereits erwähnt, mit einer dreiparametrigen Weibull-Verteilung besser beschrieben werden. In diesen Fällen müssen bei der Ermittlung der System-Zuverlässigkeit die Bauteile nur dann berücksichtigt werden, wenn die Laufzeit t > t0 ist. Sind also die Frühausfälle (Bereich 1 der Badewannenkurve) durch entsprechende qualitätssichernde Maß-nahmen unterbunden, dann bestimmt nur noch die Auslegung dieser Bauteile auf Ermüdung und Verschleiß die Zuverlässigkeit des Systems [17.2].

Wenn die Ausfallwahrscheinlichkeiten der einzelnen Systemelemente im Weibullpapier aufgetragen werden, so lässt sich im Allgemeinen sehr leicht erkennen, welche Elemente das Systemausfallverhalten maßgeblich beeinflussen. In Abb. 17.18 sind die Ausfallwahrscheinlichkeiten für das bereits eingeführte Beispiel der Einkonus-Synchronisierung aufgetragen.

Abb. 17.18. Systemausfallverhalten am Beispiel der Einkonus-Synchronisierung


Bei diesem Beispiel lässt sich sehr leicht erkennen, dass durch eine minimale Ver-besserung der Zahnflankentragfähigkeit (Versagen des Zahnrads durch Grübchen) die B10-Lebensdauer des Systems nahezu verdoppelt werden kann.

Abschließend lässt sich feststellen, dass die Analyse besonders zum Vergleich ähnlicher Produkte, die unter den exakt gleichen Einsatzbedingungen betrieben werden, geeignet ist. Die Zuverlässigkeitsanalyse ist aber auch bei neuen Produk-ten sinnvoll, wenn hierbei der Schwerpunkt nicht auf absolute Zahlenwerte gelegt wird, sondern mittels Parametervariationen der Einfluss der kritischen System-elemente auf das Systemausfallverhalten untersucht werden soll.

Abb. 17.19. Verzahnung von Entwicklungsablauf und Sicherung der Zuverlässigkeit

17.3 Erprobung zur Sicherstellung der Zuverlässigkeit 661

17.3 Erprobung zur Sicherstellung der Zuverlässigkeit Trotz Einsatz moderner Berechnungs- und Simulationsmethoden zur Bauteil-dimensionierung, ist es unumgänglich, praxisnahe Versuche an Getrieben und deren Komponenten durchzuführen. Insbesondere kann das Zusammenwirken vieler Teile in einem komplexen System unter nicht genau bekannten Umge-bungsbedingungen (Dynamik, Schmierung) nicht vollständig durch eine Berech-nung erfasst werden. Durch so genannte Raffertests können schon in einer frühen Entwicklungsphase Schwachstellen aufgedeckt und Risikobauteile ermittelt werden. In vielen Fällen werden umfassende Versuche vom Auftraggeber bzw. Gesetzgeber vorgeschrieben, auf deren Basis die Serienfreigabe erfolgt.

Der methodische Entwicklungsablauf und die Maßnahmen zur Sicherung der Zuverlässigkeit eines Produkts müssen vom Entwicklungsstart an verzahnt werden, Abb. 17.19. Schon während der Planungs- und Konzeptphase sind erste Bauteil- und Werkstoffversuche notwendig. Weiterhin müssen bereits zu diesem Zeitpunkt praxisnahe Lastkollektive für die Dimensionierung ermittelt werden, siehe auch Abschn. 7.4 „Betriebsfestigkeit und Lebensdauer“.

Durch zunehmenden Einsatz immer besserer Simulationsverfahren und virtuel-ler Entwicklungsmethodik wird schon in der Konzeptphase zur ersten Getriebe-baustufe mit Entwicklungsschleifen zur Kosten-, Haltbarkeits-, Funktions- und Gewichtsoptimierung begonnen, Kap. 14 „Rechnerunterstützte Getriebeentwick-lung“. Nach der Detaillierung der Konstruktion und der Prototypfertigung erfolgt dann eine umfassende Erprobung auf Prüfständen. Mit Hilfe einer immer reali-tätsnaheren Fahrzeug-Simulation auf den Prüfständen ist man in der Lage, Mängel frühzeitig aufzudecken. Die hierbei gewonnenen Erkenntnisse fließen dann im Zuge der Entwicklungsschleife in die weitere Entwicklung ein. Somit lässt sich die Entwicklungszeit und kostenintensive Erprobung im Fahrzeug reduzieren.

Abb. 17.20. Auslegung auf Zuverlässigkeit im Rahmen einer systematischen Produkt-entwicklung


Um die Anforderungen, die sich für die Gestaltung eines zuverlässigen Produkts ergeben, bei dem Entwicklungsablauf berücksichtigen zu können, muss neben der Betriebsfestigkeitsauslegung der leistungsführenden und der sonstigen Risikobau-teile auch eine Betrachtung der Zuverlässigkeit durchgeführt werden. Als Idealfall ist hierbei eine Produktentwicklung anzusehen, bei der die einzelnen Phasen in einem geschlossenen Regelkreis angeordnet sind. Durch die Integration einer stän-digen Überwachung der Zuverlässigkeit bereits bei der Erprobung und noch wäh-rend des Praxisbetriebs lässt sich dieser Idealfall nahezu realisieren, Abb. 17.20.

17.3.1 Klassifizierung der Erprobungsprogramme von Fahrzeuggetrieben

Die Erprobungsprogramme, die in der letzten Phase der Entwicklung von Fahr-zeuggetrieben durchgeführt werden, lassen sich im Wesentlichen in drei Bereiche klassifizieren: 1/ Komponentenerprobung (Bauteil- und Analogieversuche), 2/ Prototyp-Prüfstandsversuche und 3/ Fahrzeugerprobung.

1/ Komponentenerprobung

Die Komponentenerprobung erfolgt mit einzelnen Bauteilen bzw. mit so genann-ten „Analog-Prüfteilen“, die die einfachste Prüfart darstellen. Allerdings kann man mit diesen Analog-Prüfteilen das Ausfallverhalten der Bauteile bezüglich einer Schadensart nur abschätzen.

Abb. 17.21. Notwendiger Umfang der Komponentenerprobung mit Baugruppen oder Bauteilen


Genaue Aussagen hinsichtlich der Lebensdauer oder anderen Versagensarten liefert das tatsächlich zu prüfende Bauteil bei der Erprobung. Durch die ständige Weiterentwicklung der mathematischen Modelle kann das Bauteilverhalten immer genauer berechnet werden. Innerhalb der Komponentenerprobung wird zwischen statischen und dynamischen Versuchen unterschieden, Abb. 17.21. Während die Komponenten-Erprobung vor allem Informationen für die Dimensionierung der Bauteile liefert, erhält man bei den im nächsten Abschnitt beschriebenen Prototyp-Versuchen erste Hinweise auf das gesamte Systemverhalten.

2/ Prototyp-Prüfstandsversuche

Bei dieser Erprobungsvariante wird zwischen der reinen Funktionserprobung und der Dauererprobung unterschieden, Abb. 17.22. Bei der Funktionserprobung werden die leistungsführenden Teile bei zunächst geringer Belastung getestet. Diese Art von Tests sind bei Getrieben üblich, um z.B. deren Schaltbarkeit oder ihre Ölversorgung bei verschiedenen Quer- und Längsneigungen zu untersuchen.

Bei der Prüfstand-Dauererprobung werden in Abhängigkeit von den Möglich-keiten, die der Prüfstand bietet, z.B. bestimmte Lastkollektive als Lastläufe mit genau definierten Beanspruchungs-Zeit-Funktionen nachgefahren, die Dauer-Schaltbarkeit getestet oder bei modernen simulationsfähigen Prüfständen ganze Fahrprofile simuliert. Die Fahrprofile basieren auf so genannten „synthetischen Strecken“. Bei der Erstellung der Strecken werden die Schalthäufigkeit, die Gang-anteile und das Lastkollektiv berücksichtigt.

Abb. 17.22. Prototyp-Prüfstandsversuche mit Teilsystemen und Fahrzeugerprobung


3/ Fahrzeugerprobung

Die Fahrzeugerprobung stellt als Erprobung des Systems den letzten Teil der Erprobungsphase dar. Bei ihr wird neben der Prüfung der Einbauverhältnisse vor allem die Funktion, Lebensdauer und Zuverlässigkeit des Getriebes im Gesamt-system Fahrzeug auf verschiedenen Versuchsstrecken und unter unterschiedlichen Bedingungen ermittelt, Abb. 17.22.

Die Versuchsstrecken sind durch die Höhenprofile, die Steigungsverteilung und die Geschwindigkeitsverteilung gekennzeichnet und stellen ein repräsentatives, kundennahes Belastungskollektiv dar. Im Falle der Fahrzeuge werden die Ver-suchsstrecken oftmals so zusammengestellt, dass sie eine Mischung aus Auto-bahnfahrt, Stadtverkehr, Landstraße und deutlichen Bergstrecken darstellen. Siehe dazu auch Tabelle 2.9 und 2.10.

Die Versuchsstrecken werden bereits in der Planungsphase der Entwicklung festgelegt, da ihre Daten in Kombination mit den zu realisierenden Fahrzeugdaten die jeweiligen Lastkollektive, die bereits in der Entwicklungsphase zur Dimensio-nierung der Bauteile benötigt werden, ergeben. Die während den Versuchsfahrten aufgezeichneten Beanspruchungs-Zeit-Verläufe werden mit einem Zählverfahren in die Lastkollektive überführt. Siehe dazu auch Abschn. 7.4.2 „Lastkollektiv und Zählverfahren“. Abbildung 17.23 zeigt Ursachen der Beanspruchungs-Zeit-Funktion.

Im Rahmen der Fahrzeugerprobung bei Kraftfahrzeugen geht man heutzutage immer mehr dazu über, so genannte „Flottenversuche“ in Kooperation mit Taxi- oder Fuhrunternehmen durchzuführen. Diese Flottenversuche bieten hinsichtlich der unterschiedlichen Belastung ein außerordentlich realitätsbezogenes Profil. Diese Tatsache impliziert dann, dass die bei diesen Flottenversuchen auftretenden Verschleißerscheinungen im tatsächlichen Alltagsbetrieb auch auftreten werden. Ergänzend zu den Flottenversuchen werden aber auch so genannte HBL (Hoch-Belastungs-Test), z.B. das Fahren auf Rennstrecken und Missbrauchstests, durch-geführt.

Abb. 17.23. Ursachen der Beanspruchungs-Zeit-Funktion nach Buxbaum


Es ist zu beachten, dass bei all den genannten Erprobungsprogrammen die mathe-matischen Grundlagen der Zuverlässigkeitsberechnung hereinspielen. Man muss sich vorher klar werden, wie viele Versuchsträger ein signifikantes Ergebnis bei einer gegebenen Grundgesamtheit zulassen. Erwähnenswert sind an dieser Stelle Untersuchungen, die den Nachweis erbracht haben, dass bei einer Erhöhung der Anzahl der Prüflinge die tatsächliche Testdauer für die Prüflinge verringert werden kann [17.13]. Dies ist natürlich hinsichtlich einer Kosten- und Zeitein-sparung für die Neuentwicklung von Produkten äußerst wünschenswert.

17.3.2 Prüfstände für die Erprobungsprogramme

Für die Komponenten- und Prototyp-Versuche werden Prüfstände benötigt, die analog zu den Erprobungsprogrammen in unterschiedliche Kategorien unterteilt werden können: 1/ Funktionsprüfstände, 2/ Komponentenprüfstände, 3/ Aggregatprüfstände und 4/ Antriebsstrangprüfstände.

1/ Funktionsprüfstände

Typische Anwendungen für Funktionsprüfstände sind Funktionstests nach der Montage, Schleppleistungs- bzw. Aufheizkurven in den einzelnen Gängen und bei verschiedenen Betriebszuständen. Beölungsversuche zur Optimierung des Öl-haushaltes werden zusätzlich auch auf Schwenkprüfständen durchgeführt. Funkti-onsprüfstände weisen im Allgemeinen nur einen Antrieb auf und werden für Untersuchungen an Getrieben und Achsen eingesetzt.

2/ Komponentenprüfstände

Die Komponentenprüfstände dienen zur Funktionsuntersuchung und Dauerhalt-barkeitserprobung von einzelnen Bauteilen. Auf Komponentenprüfständen werden untersucht:

• Synchronisierungen, • Schaltbetätigungen (Außen-/Innenschaltung), • Kupplungsbetätigungen, • Kupplungen, • Reibwert von Kupplungsbelägen, • Wandler, • Variatoren bei stufenlosen Getrieben, • Differentialsperren sowie • Pumpen. Die Prüfstände weisen teilweise aufwändige Simulations- und Regelstrukturen auf.


3/ Aggregatprüfstände

Auf den Aggregatprüfständen werden einzelne Aggregate wie Getriebe, Allrad-systeme, Achsen oder Wellen bis zum Antriebsstrang ohne Verbrennungsmotor geprüft. Je nach Erprobungsziel und Prüfling kommen 2- bis 5-Maschinen-Prüf-stände mit einer Antriebsmaschine, die den Verbrennungsmotor ersetzt, und bis zu vier Abtriebsmaschinen zum Einsatz.

Auf Aggregatprüfständen überwiegen Dauerhaltbarkeitsuntersuchungen. Es werden aber auch Untersuchungen zum Wirkungsgrad, Einlaufverhalten, Akustik, Temperatur und Ölhaushalt durchgeführt. Derzeit überwiegen Stationärprogram-me oder Prüfprogramme mit geringen Dynamikanforderungen. Aufgrund der Fort-schritte bei der Antriebs- und Simulationstechnik, geht die Tendenz zunehmend zu dynamischen Prüfprogrammen. Typische Prüfstandskonfigurationen sind:

• 2 Maschinen − für Getriebe und Wellen.

• 3 Maschinen − für Getriebe mit separater oder integrierter Achse. Bei gesperrten Achsen

kann auch ein Allradantriebsstrang geprüft werden. − wegen des geringen Abstandes von quer eingebauten Getrieben zwischen

An- und Abtrieb ist in der Regel eine Hilfskonstruktion, z.B. Riemenantrieb, erforderlich.

• 4 Maschinen − reduzierter Allrad, wobei Antrieb, Getriebe und eine Achse aufgebaut sind.

Für die zweite Achse erfolgt der Abtrieb direkt an der Kardanwelle. • 5 Maschinen

− vollständiger Allrad, bestehend aus einem Antrieb und 4 Abtrieben.

4/ Antriebsstrangprüfstände

Bei den Antriebsstrangprüfständen erfolgt der Antrieb über den Verbrennungs-motor. Wie bei den Aggregatprüfständen ergeben sich bei ein bis vier Abtrieben unterschiedliche Konfigurationen. Als Abtriebe überwiegen elektrische Antriebe in Gleichstrom-, Asynchron- und zunehmend auch in Synchrontechnik. Mehr in der Vergangenheit wurden Schwungmassen mit E-Maschinen bzw. Wirbelstrom-bremsen oder hydraulische Antriebe eingesetzt.

Zum Nachweis der Festigkeit werden auf Antriebsstrangprüfständen über-wiegend Streckenprofile oder synthetische Strecken nachgefahren. Verbesserte Simulationsmöglichkeiten und hochdynamische Antriebe ermöglichen auch Funk-tionsuntersuchungen oder die Nachbildung von Missbrauchtests [17.9].


17.3.3 Simulation bei der Prüfstandserprobung

Der Einsatz von Simulationsmodellen gewinnt bei den Prüfstandserprobungen an Bedeutung. Dabei kommen Simulationsmodelle sowohl in der Prüflingsansteue-rung als auch zur Verbesserung einer realitätsnahen Belastung zum Einsatz.

Für den Betrieb von Aggregaten, wie z.B. Automatgetriebe, Allradsysteme oder elektrisch angesteuerten Sperren auf dem Prüfstand ist eine elektrische Steuerung erforderlich. Durch die Vernetzung der Steuergeräte im Fahrzeug oder fehlende Signale am Prüfstand, wie z.B. das Quer- oder Längsbeschleunigungssignal aus dem Beschleunigungssensor, können einzelne Aggregate am Prüfstand nur selten mit dem Seriensteuergerät betrieben werden. Je nach Anwendungsfall kommen Handbedieneinheiten oder für den Prüfstandsbetrieb angepasste Datenstände zum Einsatz. Für den Betrieb notwendige Signale von anderen Steuergeräten können auch durch Restbussimulation zur Verfügung gestellt werden.

Neben der Simulation von Fahrwiderständen ist für eine möglichst realitätsnahe Erprobung auf dem Prüfstand auch die Nachbildung des Schwingungsverhaltens erforderlich. Durch hochdynamische, trägheitsarme Antriebe und ständig steigen-de Simulationsmöglichkeiten ist es möglich, z.B. durch die Verwendung von Rei-fenschlupfmodellen [17.4] oder der Simulation von Drehungleichförmigkeiten des Verbrennungsmotors [17.10] wesentliche Fortschritte zu erzielen. Dies führt dazu, dass immer mehr Versuche von der Straße auf den Prüfstand verlagert werden können.

1/ Reifenschlupfsimulation

Jedes Fahrzeug weist gangabhängige Antriebsstrangschwingungen auf. Diese werden im Wesentlichen durch das Fahrzeuggewicht und den Trägheitsmomenten und Steifigkeiten der Antriebstrangkomponenten beeinflusst. Die Dämpfung und das maximal übertragbare Moment hängen hauptsächlich von dem Reifen-Straßen-Kontakt ab.

Abb. 17.24. Vergleich Schwingungsmodell Fahrzeug mit Prüfstand


Mit trägheitsarmen E-Maschinen ist es möglich, das Trägheitsmoment des Rotors auf das Trägheitsmoment des Rades anzupassen. Damit wird auf dem Prüfstand das gleiche mechanische Schwingungsmodell wie im Fahrzeug abgebildet, siehe Abb. 17.24. Das maximale Drehmoment der E-Maschine muss in der Lage sein, das maximal vom Reifen auf die Straße übertragbare Moment darzustellen.

Durch die Erweiterung des Fahrzeugmodells um ein hochdynamisches Reifen-schlupfmodell für jedes Rad ergibt sich ein Schwingungsverhalten wie im realen Fahrzeug. Abbildung 17.25 zeigt den Aufbau und das Zusammenwirken der Simu-lationsmodelle.

Abb. 17.25. Zusammenhang zwischen den Simulationsmodellen für Strecke, Fahrer, Fahrzeug und Reifen und dem Antriebsstrang [17.4]


2/ Simulation der Drehungleichförmigkeiten des Verbrennungsmotors

Der Antriebsstrang im Bereich der Kraftfahrzeugtechnik wird in der Regel durch einen Verbrennungsmotor angetrieben. Die während des Betriebs auftretenden Gas- und Massenkräfte verursachen an der Kurbelwelle eine Drehmomentenpulsa-tion, die sich am Kurbelwellenflansch als Drehungleichförmigkeit widerspiegelt. Diese Drehungleichförmigkeiten rufen zum einen Drehschwingungen in Kompo-nenten des Antriebsstrangs, z.B. Getrieberasseln, hervor und können zum anderen maßgeblich zur Schädigung von Antriebstrangkomponenten beitragen.

Unter dem Druck der Entwicklungszeitverkürzung kommt es auch bei der Antriebsstrangentwicklung zu einer Parallelisierung der Entwicklungsprozesse, d.h. für die ersten Prüfstandsversuche stehen oft noch keine standfesten Verbren-nungsmotoren mit lastenheftkonformen Leistungsdaten zur Verfügung. Mit der Simulation von Drehungleichförmigkeiten in Prüfstandsversuchen ist es möglich, schon frühzeitig Antriebsstrangkomponenten zu beurteilen und zu optimieren.

Bei der Verbrennungsmotorsimulation wird dem mittleren Drehmoment abhän-gig von Zylinderzahl und Lastzustand eine Drehungleichförmigkeit überlagert. Dabei kann das Moment zur Erzeugung der Drehungleichförmigkeit wesentlich höher als das Maximalmoment des Verbrennungsmotors sein. Dies bedeutet sehr hohe Anforderungen an die E-Maschine. Das Trägheitsmoment des Rotors muss im Bereich des Trägheitsmoments des Verbrennungsmotors liegen. Verbrennungs-motoren für Personenkraftwagen liegen im Allgemeinen deutlich unter 0,1 kgm2. Gleichzeitig ist das erforderliche Drehmoment der E-Maschine auch bei höheren Drehzahlen ein Mehrfaches des Maximalmoments des zu simulierenden Verbren-nungsmotors. Der Umrichter muss abhängig von Drehzahl und Zylinderanzahl in der Lage sein, Schwingungen mit einer Frequenz von einigen hundert Hz darzu-stellen. Die erforderliche Frequenz berechnet sich zu:

ahlMotordrehzhlZylinderza0,5 ⋅⋅=f . (17.18)

Literaturverzeichnis

Die Literaturstellen sind nach Kapiteln geordnet. Mit „ * “ sind Literaturstellen gekennzeichnet, die im Buchtext nicht direkt verwendet werden, aber das Themengebiet erweitern und abrunden.

Literatur zu Kapitel 1

[1.1] Lohr FW (1989) Marktorientierte Kraftfahrzeugentwicklung. Aachen: 2. Aache-ner Kolloquium „Fahrzeug- und Motorentechnik“: 1–18

[1.2]* Div. Autoren (1956) Technik. Kleine Enzyklopädie. Verlag Enzyklopädie Leipzig

[1.3]* Div. Autoren (1966) Genius der Deutschen. Die großen Forscher, Erfinder, Ärzte. Propyläen Verlag, Berlin, Auszug aus dem Sammelwerk „Die Großen Deutschen“ von Heimpel, Heuss und Reifenberg. Propyläen Verlag, Berlin

[1.4]* Div. Autoren (1986) 100 Jahre Automobil. Daimler-Benz 1886–1986. München, Sonderbeilage der Süddeutschen Zeitung (24.01.1986), Nr. 19

[1.5]* Eckermann E (1981) Vom Dampfwagen zum Auto. Rowohlt-Verlag [1.6]* Fersen von O (1986) Ein Jahrhundert Automobiltechnik – Personenwagen. VDI-

Verlag, Düsseldorf [1.7]* Klinckowstroem C Graf v (1959) Knaurs Geschichte der Technik. Droemersche

Verlagsanstalt TH, Knaur Nachfolger München Zürich [1.8]* Kühner K (1965) Geschichtliches zum Fahrzeugantrieb. Friedrichshafen: Eigen-

druck der Zahnradfabrik Friedrichshafen AG [1.9]* Lang OR (1982) Geschichte des Gleitlagers. Stuttgart: Sonderdruck der Daim-

ler-Benz AG [1.10]* Lauster E (1980) Untersuchungen und Berechnungen zum Wärmehaushalt me-

chanischer Getriebe. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinen-elemente

[1.11]* Looman J (1996) Zahnradgetriebe. 3. Auflage. Springer, Berlin Heidelberg New York

[1.12]* Maier A (1975) Vom Kammrad zur Zahnradfabrik. Eine Dokumentation zur Zahnradgeschichte. Band I–VI. Friedrichshafen: Eigendruck der Zahnradfabrik Friedrichshafen AG

[1.13]* Maier A (1963) Geschichtliche Entwicklung von Fahrzeuggetrieben. Friedrichs-hafen: Sonderdruck der Zahnradfabrik Friedrichshafen AG

[1.14]* Parmee K (1988) Gearing up for the Future – A Story of Commercial Vehicle Transmission Development. Proceedings of the Institution of Mechanical Engi-neers Vol. 202, Nr. D2: 71–81

Literaturverzeichnis 671

[1.15]* Priwitzer G (1982) Geschichte der Fahrzeuggetriebe. Unveröffentlichte Studien-arbeit Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[1.16]* Schönhaar P (1984) Beitrag zur Entwicklungsgeschichte der Maschinenele-mente, ihrer Berechnung und Konstruktion. Unveröffentlichte Studienarbeit Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[1.17]* Schweikert H (2005) Voith Antriebstechnik. 100 Jahre Föttinger-Prinzip. Springer, Berlin Heidelberg New York

[1.18]* Seherr-Thoss HC Graf v (1965) Die Entwicklung der Zahnradtechnik. Zahnfor-men und Tragfähigkeitsberechnung. Springer, Berlin Heidelberg New York

[1.19]* Sonderheft 100 Jahre ATZ (1998) Geschichte und Zukunft des Automobils. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift

[1.20]* Sonderheft 100 Jahre VDI-FVT (2004) 100 Jahre Fahrzeugtechnik im VDI. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift

[1.21]* Sprague de Camp L (1964) Ingenieure der Antike. ECON-Verlag, Düsseldorf Wien

[1.22]* Szabo I (1977) Geschichte der mechanischen Prinzipien. Birkhäuser Verlag, Basel Stuttgart

[1.23]* Ungerer H (1986) Die Geschichte der Fahrzeugtechnik in sechs Jahrtausenden. München: Vortrag auf der 12. Fachtagung (100 Jahre Automobiltechnik) des Münchner Arbeitskreises für Straßenfahrzeuge MAS e.V., 28.02.1986


[2.1] Christ H (1989) Strategische Forschung und Entwicklung in einem Unter-nehmen der Kraftfahrzeug-Zulieferindustrie. Konstruktion 41: 389–394

[2.2] DIN 70010 (2001) Systematik der Straßenfahrzeuge. Begriffe für Kraftfahr-zeuge, Fahrzeugkombinationen und Anhängefahrzeuge. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[2.3] DIN 70020 (2004) Straßenfahrzeuge. Kraftfahrzeugbau. Teil 1: Personenkraft-wagen. Begriffe, Grundlagen, Bestimmungen, Maßkurzzeichen. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[2.4] DIN ISO 4130 (1979) Straßenfahrzeuge. 3-dimensionales Bezugssystem und primäre Bezugspunkte. Definitionen. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[2.5] DIW (1990/2005) Verkehr in Zahlen. Deutsches Institut für Wirtschafts-forschung, Berlin. Hrsg. Bundesministerium für Verkehr, Bau- und Wohnungs-wesen

[2.6] Drees S, Mayer K (2004) Entwicklung einer sicheren Auslegungsmethode für zukünftige Pkw-Stufenautomaten durch Abgleich von LK-Simulationen mit LK-Messungen. VDI-Berichte Nr. 1827: 609–625

[2.7] Förster HJ (1974) Transportsystem Straßenverkehr. Automobil-Industrie 2: 35ff [2.8] Helling J (1972) Umdruck zur Vorlesung Kraftfahrzeuge I. RWTH Aachen,

Institut für Kraftfahrwesen [2.9] Helling J (1989) Längsdynamik von Kraftfahrzeugen. Umdruck zur Vorlesung

Kraftfahrzeuge I. ika Schriftenreihe Automobiltechnik, RWTH Aachen, Institut für Kraftfahrwesen

[2.10] Küçükay F (1990) Rechnerunterstützte Getriebedimensionierung mit repräsenta-tiven Lastkollektiven. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 92: 328–333

672 Literaturverzeichnis

[2.11] Looman J (1996) Zahnradgetriebe. 3. Auflage. Springer, Berlin Heidelberg New York

[2.12] Müller HW (1971) Die Umlaufgetriebe. Springer, Berlin Heidelberg New York [2.13] Paul M, Grumbach M, Pelchen C (2004) Der Antriebsstrang als vernetztes

System im Fahrzeug. VDI-Berichte Nr. 1827: 5–19 [2.14] Statistisches Bundesamt (2004) Bevölkerung im früheren Bundesgebiet, neue

Länder und Deutschland ab 1950. Statistisches Bundesamt, Wiesbaden [2.15] Thyssen Henschel (1991) Transrapid. Produktunterlagen [2.16] VDA (1953–2005) Tatsachen und Zahlen. 17–69. Folge. Verband der Auto-

mobilindustrie e.V., Frankfurt [2.17] Wolf A (1968) Die Grundgesetze der Umlaufgetriebe. Vieweg-Verlag, Wies-

baden [2.18] Trendprognosen:

- ZF drive 01/2003 - Ricardo-Analyse 2003 - DRI-WEFA / A.D. Little Studie - B&D Forecast; Automobil Produktion, Januar 2005

[2.19]* Daimler-Benz AG (1979) Verkehr, Umwelt, Zukunft. Seminar der Forschungs-gruppe Berlin¸ 27.–28.09.1979

[2.20]* Daimler-Benz AG (1979) Die O-Bahn. WZ20847/00/00/0479 [2.21]* Daimler-Benz AG (1983) Report 1/83: Perspektiven des zukünftigen Verkehrs.

Schriftenreihe der Daimler-Benz AG. VDI-Verlag, Düsseldorf [2.22]* Lauster E (1980) Untersuchungen und Berechnungen zum Wärmehaushalt me-

chanischer Getriebe. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinen-elemente

[2.23]* Leutzbach W (1989) Zukunft des Straßenverkehrs. Aachen: 2. Aachener Kollo-quium „Fahrzeug- und Motorentechnik“: 19–30

[2.24]* Lippl E (1973) Die Zukunft im Schnellverkehr. Eine reale Lösung. VDI-Zeitschrift 115: 1132–1135

[2.25]* Lohr FW (1989) Marktorientierte Kraftfahrzeugentwicklung. Aachen: 2. Aache-ner Kolloquium „Fahrzeug- und Motorentechnik“: 1–18

[2.26]* Petri H, Najork R, Eggert U, Krauss C (2004) Systeme/Konzepte/Lösungen – Automatgetriebe 2004. VDI-Berichte Nr. 1827: 713–748

[2.27]* VDI (1976) Entwicklungslinien in der Kraftfahrzeugtechnik. Berlin: 2. Jahres-tagung der VDI-Gesellschaft Fahrzeugtechnik


[3.1] BOSCH (2004) Kraftfahrtechnisches Taschenbuch. 25. Auflage. Vieweg-Verlag, Wiesbaden

[3.2] Bussien R (1965) Automobiltechnisches Handbuch. Band 2. 18. Auflage. Tech-nischer Verlag Herbert Cram, Berlin

[3.3] Förster HJ (1987) Die Kraftübertragung im Fahrzeug vom Motor bis zu den Rädern. Handgeschaltete Getriebe. Verlag TÜV Rheinland GmbH, Köln

[3.4] Freymann R, Strobl W, Glonner H, Köpf P, Kilian S (2004) Wandlerfreies Auto-matikgetriebe und Elektromaschinen-Kondensatorsystem, ein neuer Ansatz zur Realisierung einer effizienten Dynamik. VDI-Berichte Nr. 1827


[3.5] Gebert J, Glonner H, Michael J, Dreibholz R, Kilian S, Reisch M (2004) Neue Funktionspotenziale im Antriebsstrang durch Elektromaschinen im wandler-freien Automatikgetriebe. VDI-Berichte Nr. 1852

[3.6] Jossen A, Weydanz W (2006) Moderne Akkumulatoren richtig einsetzen. Print-yourbook-Verlag Inge Reichardt

[3.7] MICHELIN (2002) Betriebsanleitung für Pkw-, Offroad- und LLkw-Reifen. 31. Auflage. Michelin Reifenwerke KGaA, Karlsruhe

[3.8] MICHELIN (2004) Michelin Nutzfahrzeug-Reifen. Michelin Reifenwerke KGaA, Karlsruhe

[3.9] Mitschke M (2004) Dynamik der Kraftfahrzeuge. Band A: Antrieb und Brem-sung. 4. Auflage. Springer, Berlin Heidelberg New York

[3.10] Regar KN, Braess HH, Reister D (1991) Der neue Elektro-3er von BMW – Glied einer langen Entwicklungskette. Aachen: 3. Aachener Kolloquium „Fahr-zeug- und Motorentechnik“: 551–598

[3.11] Scheurer K, Braess H, Jungk A, Wolf J (2003) Verkehrswirtschaftliche Energie-strategie (VES), Clean Energy Partnership Berlin (CEP). VDA Technischer Kongress, Wolfsburg

[3.12] VDI-Nachrichten (1997) Ausgabe Nr. 22, 30. Mai 1997. Verein Deutscher Ingenieure, Düsseldorf

[3.13] Vahlensieck B, Speck FD, Feulner P, Sattler M, Mertinkat R (2005) Hybrid-antriebe – Module und Systeme von ZF. Aachen: 14. Aachener Kolloquium „Fahrzeug- und Motorentechnik“

[3.14] Wallentowitz H (2005) Längsdynamik von Kraftfahrzeugen. Umdruck zur Vor-lesung Kraftfahrzeuge I. RWTH Aachen, Institut für Kraftfahrwesen


[4.1] Höhn BR (1990) Warum stufenlose Getriebe im Kraftfahrzeug? VDI-Berichte Nr. 803: 121–147

[4.2] Stall E (1984) Entwicklung einer elektronischen Regelung für kraftstoffsparen-des Motor-Getriebe-Management im Forschungs-Pkw Uni-Car. Dissertation, RWTH Aachen

[4.3] Theissen M, Petra H, Kern J, Klüting M (1992) Künftige Anforderungen an den Fahrzeugantrieb. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 94, Nr. 11: 562–570


[5.1] Albers A (1995) Selbsteinstellende Kupplung (SAC) und Zweimassenschwung-rad (ZMS) zur Verbesserung des Antriebsstrangkomforts. VDI-Berichte Nr. 1175: 153–168

[5.2] DIN 70020 (2004) Straßenfahrzeuge. Kraftfahrzeugbau. Teil 1: Personenkraft-wagen. Begriffe, Grundlagen, Bestimmungen, Maßkurzzeichen. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[5.3] DIN 70030 (1986) Kraftfahrzeuge. Ermittlung des Kraftstoffverbrauchs. Teil 2: Lastkraftwagen und Kraftomnibusse. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin


[5.4] Fischer R, Jürgens G (1992) Einfluss von Pkw-Automatgetrieben auf den Verbrauch. VDI-Berichte Nr. 977: 527–544

[5.5] Heidingsfeld D, Rohs U (2001) Die Entwicklung des Mechanischen Torsions-Dämpfers (MTD) von der Idee bis zum fertigen Produkt. ATK Antriebs-technisches Kolloquium 2001, RWTH Aachen: 474–496

[5.6] Jörg B (1988) Abbau von Resonanzschwingungen im Antriebsstrang durch Drehschwingungstilger. VDI-Berichte Nr. 697: 159–172

[5.7] Kern M (1990) Fahrstil und Ökonomie. Lastauto und Omnibus, Nr. 10 [5.8] Küçükay F (1987) Dynamik der Zahnradgetriebe. Springer, Berlin Heidelberg

New York [5.9] Laschet A (1988) Simulation von Antriebssystemen. Springer, Berlin Heidelberg

New York [5.10] Lutz D (1988) Kupplungsmanagement – ein Baustein zur Drehschwingungs-

dämpfung. VDI-Berichte Nr. 697: 219–231 [5.11] Mitschke M, Wallentowitz H (2004) Dynamik der Kraftfahrzeuge. 4. Auflage.

Springer, Berlin Heidelberg New York [5.12] Nissen PJ, Heidingsfeld D, Kranz A (2000) Der MTD – neues Dämpfungs-

system für KFZ Antriebsstränge. MTZ Motortechnische Zeitschrift 61: 386–391 [5.13] Peinemann B (2001) Drehzahladaptiver Tilger – eine Alternative für die

Schwingungsreduzierung? ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 103: 290–296 [5.14] Pels T (1998) ISAD – Das Integrierte Starter-Alternator-Dämpfer-System. VDI-

Berichte Nr. 1418: 295–309 [5.15] Petri H, Philipsenburg HJ (1991) Der hydraulische Torsionsschwingungs-

dämpfer. VDI-Berichte Nr. 878: 361–379 [5.16] Rohs U, von Dahlen R, Heidingsfeld D (1995) Isolation der Drehschwingungen

in einem Kfz-Antriebsstrang durch einen Hydraulischen Torsionsdämpfer (HTD). ATK Antriebstechnisches Kolloquium 1995, RWTH Aachen: 223–242

[5.17] Ryborz J (2003) Klapper- und Rasselgeräuschverhalten von Pkw- und Nkw-Getrieben. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[5.18] Weidner G (1991) Klappern und Rasseln von Fahrzeuggetrieben. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[5.19] Werner K, Eckel HG, Fehrecke H, Jörg B (1999) Motor- und Antriebsstrang-beruhigung im System durch einen drehzahladaptiven Tilger (DAT). Aachen: 8. Aachener Kolloquium „Fahrzeug- und Motorentechnik“: 1133–1141


[6.1] Allison Transmission (1999) Produktinformation: Allison Automatic Transmis-sions – 1000, 2000, 2400 Series

[6.2] Allison Transmission (2004) Operator’s Manual: Allison Transmission On-Highway, 1000 and 2000 Product Families, OM3063EN

[6.3] Altmann FG (1940) Ausgleichsgetriebe für Kraftfahrzeuge. VDI-Zeitung 84, Nr. 31: 545–551

[6.4] Bensinger J, Heißling B (1987) Auslegung und Konzeption des Allradantriebs im Audi 80 quattro. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 89: 247–251

[6.5] Blumenstock KU (1990) Von Sonnen und Planeten. mot Spezial: 72–77 [6.6] Brügel E, Klein H, Willibald K (1986) Die Visko-Kupplung als Bauelement in

Antriebssystemen. VDI-Berichte Nr. 579: 321–343


[6.7] Dach H, Gruhle WD, Köpf P (2001) Pkw-Automatgetriebe. 2. Auflage. Biblio-thek der Technik Band 88, Verlag Moderne Industrie, Landsberg/Lech

[6.8] Eaton (1985) Produktinformation: Eaton Twin Splitter TS/TSO 11612 [6.9] Eaton (1997) Produktinformation: Eaton S-Getriebebaureihe [6.10] Elser W (1998) Optimierung stufenloser Toroidgetriebe für Pkw. VDI-Berichte

Nr. 1393: 513–526 [6.11] Fecht N (2002) Treibende Kraft. Lastauto Omnibus, Nr. 2: 74–75 [6.12] Foth J, Karch G, Speck FD (2005) Getriebesysteme für Busse: Lastschalt-

getriebe, automatisierte Getriebe oder Handschaltgetriebe? – Auswahlkriterien heute und morgen. VDI-Berichte Nr. 1876: 367–388

[6.13] Freymann R, Strobl W, Glonner H, Köpf P, Kilian S (2004) Wandlerfreies Auto-matikgetriebe und Elektromaschinen-Kondensatorsystem, ein neuer Ansatz zur Realisierung einer effizienten Dynamik. VDI-Berichte Nr. 1827

[6.14] Grad K (2003) Getriebetechnologie für Traktoren. Landtechnik 58, H. 3: 178–180

[6.15] Härdtle W (1997) Ein neues automatisiertes Schaltgetriebe für schwere Nutz-fahrzeuge. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 99: 598–604

[6.16] Härdtle W (1998) Automatisierte Getriebe für Nutzfahrzeuge: Integration von Funktionen und Komponenten. VDI-Berichte Nr. 1993: 193–213

[6.17] Hata H, Kamiya M, Nagamatsu S (2005) Development of a New Hybrid Trans-mission for FWD Sports Utility Vehicle. Toyota Technical Review Vol. 54 No. 1. Toyota Motor Corporation, Aichi (Japan), ISSN 0916-7501

[6.18] Heißling B, Müller E, Stockmar J (1989) Die Entwicklungsstufen von Pkw-Allradantrieben der Audi AG. Aachen: 2. Aachener Kolloquium „Fahrzeug- und Motorentechnik“: 651–685

[6.19] Hoffmann C, Würfel A (2002) Dreiwellengetriebe – Die kurze Art, Sechsgang-getriebe zu bauen, ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 104, Nr. 12: 1090–1099

[6.20] James FJ, Wegeng WJ (1999) Leveraging a Commercial Medium-Duty Product for the Heavy-Duty Pickup Truck Market. SAE Technical Paper Series, 1999-01-3743

[6.21] James IB, Greenwood CJ (1998) Pressure Control Issues for Higher Viscosity Traction Fluids in a Torque Controlled IVT. VDI-Berichte Nr. 1393: 695–702

[6.22] Jarchow F (1989) Die Wirkungsweise von Schubgliederketten. Konstruktion 41: 73–81

[6.23] Jarchow F (1991) Stufenlos wirkende hydrostatisch-mechanische Lastschaltge-triebe, VDI-Berichte Nr. 878: 623–647

[6.24] Kasauya S, Taniguchi T, Tsukamoto K, Hayabuchi M, Nishida M, Suzuki A (2005) Aisin AW New High Torque Capacity Six-Speed Automatic Transmis-sion for FWD Vehicles. SAE 2005-01-1020

[6.25] Keller W, Härdtle W (2000) Erfahrungen bei Entwicklung und Einsatz auto-matischer Getriebe für Nutzfahrzeuge. Aachen: 9. Aachener Kolloquium „Fahr-zeug- und Motorentechnik“: 1247–1258

[6.26] Köpf P (1991) Entwicklungstendenzen bei Nkw-Getrieben. VDI-Berichte Nr. 878: 21–40

[6.27] Köpf P (2005) Ausführungsbeispiele automatischer Getriebe und CVT. Lehr-gang „Automatische Getriebe“. TAE Technische Akademie Esslingen, Ost-fildern


[6.28] Kubalczyk R, Ebenhoch M, Schneider HJ (2006) 7-Gang-Doppelkupplungs-getriebe für sportliche Anwendungen. VDI-Berichte Nr. 1943

[6.29] Lechner G (1970) Getriebelehre II. Angewandte Getriebelehre. Walter de Gruyter & Co, Berlin


[6.31] Möllers W, Müller R (1986) Der Antriebsstrang allradgetriebener Personen-kraftwagen. VDI-Berichte Nr. 579: 189–213

[6.32] Ott A (1968) Zur systematischen Synthese mehrgängiger Umlaufräder-Schalt-getriebe. ZF-Sonderdruck aus: ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 70, Nr. 1, 3, 4

[6.33] Peschke W (1989) Die Wirkungsweise der Visko-Kupplung und ihr Einfluss auf die Traktion eines Allradfahrzeugs. Dissertation, Universität Hannover

[6.34] Pohlenz J, WD Gruhle (2001) Stufenloses hydrostatisch-mechanisch leistungs-verzweigtes Getriebe ECCOM für den Einsatz in Traktoren. VDI-Berichte Nr. 1592: 451–468

[6.35] Räder M, Rüchardt C, Speck F (2004) Die ZF AS-Tronic-Familie – Auto-matische Getriebe für alle Nutzfahrzeugklassen. ATZ Automobiltechnische Zeit-schrift 106: 772–783

[6.36] Renius KT (2003) Hydrostatische Fahrantriebe für mobile Arbeitsmaschinen. VDI-Berichte Nr. 1793: 65–78

[6.37] Renius KT, Resch R (2005) Continuously variable tractor transmissions. ASAE Distinguished Lecture Series No. 29: 1–37. ASAE Publication Number 913C0305. American Society of Agricultural Engineers, St. Joseph, MI

[6.38] Rösch R, Wagner G (1995) Die elektrohydraulische Steuerung und äußere Schaltung des automatischen Getriebes W5A330/580 von Mercedes-Benz – Aufbau und Betriebsverhalten des mechanischen Getriebeteils. ATZ Automobil-technische Zeitung 97, Nr. 10: 698–706

[6.39] Rösch R, Zaiser W, Kürschner M (1995) Das neue automatische Getriebe W5A330/580 für Personenwagen von Mercedes-Benz – Aufbau und Betriebs-verhalten des mechanischen Getriebeteils. ATZ Automobiltechnische Zeitung 97, Nr. 9: 536–545

[6.40] Schaller KV (1997) Automatisiertes Getriebeschaltsystem SAMT B. VDI-Berichte Nr. 1341

[6.41] Schmidt R, Diessner G, Uhlig G, Otto H (1986) Antriebskonzept, Bauteile und Eigenschaften des VW Golf syncro. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 88: 477–485

[6.42] Tenberge P (1998) Toroidgetriebe mit verbesserten Kennwerten. VDI-Berichte Nr. 1393: 703–724

[6.43] Van Doorne´s Transmissie b.v.: Firmenschrift [6.44] Wagner G, Bucksch M, Scherer H (2001) Das automatische Getriebe 6 HP 26

von ZF – Getriebesystem, konstruktiver Aufbau und mechanische Bauteile. VDI-Berichte Nr. 1610

[6.45] Witte L, Gorissen W (1987) Beeinflussung der Fahreigenschaften durch den An-trieb. VDI-Berichte Nr. 650: 259–282

[6.46] ZF Friedrichshafen: Produktinformation „ZF AS-Tronic“ [6.47] ZF Friedrichshafen: Produktinformation „ZF-Ecomat“ und „ZF-Ecomat 2“ [6.48] ZF Friedrichshafen (2003) Produktinformation „ZF-Ecomid“


[6.49] ZF Friedrichshafen (2003) Produktinformation „ZF-Ecosplit“ [6.50] ZF Friedrichshafen: Produktinformation „ZF-eTronic“ [6.51]* Behles F (1969) Die Triebwerksanordnung beim Frontantrieb. ATZ Automobil-

technische Zeitschrift 71: 35–39 [6.52]* Behles F, Barske H (1981) Die Frontantriebsentwicklung bei Audi, NSU, Auto

Union und DKW. Teil 1: ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 83: 487–495; Teil 2: ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 83: 557–564

[6.53]* Behles FG, Schneeweiss MA (1981) Front Wheel Drive Power Trains and Suspensions. SAE-Paper 810422

[6.54]* Lorenz R (1991) Variable Verteilung von Längs- und Querkräften beim Bremsen mit Allradantrieb. 20. Mitarbeiterveröffentlichung Daimler-Benz AG: 1–20


[7.1] Bellomo P, Cricenti F, De Vito N, Lang CH, Minervini D (2000) Innovative Vehicle Powertrain Systems Engineering: Beating the Noisy Offenders in Vehi-cle Transmissions. SAE Technical Paper 2000-01-0033

[7.2] Bick R, Britten A, Joachim FJ (1998) Moderne Methoden zur Verzahnungs-berechnung. VDI-Berichte Nr. 1393: 391–416

[7.3] Borenius G (1990) Zur rechnerischen Schädigungsakkumulation in der Erpro-bung von Kraftfahrzeugteilen bei stochastischer Belastung mit variabler Mittel-last. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[7.4] Buxbaum O (1986) Betriebsfestigkeit. Verlag Stahleisen GmbH, Düsseldorf [7.5] DIN 3990 (1987–1994) Tragfähigkeitsberechnung von Stirnrädern. Teil 1–6, 12,

21, 31, 41. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin [7.6] DIN 45667 (1969) Klassierverfahren für das Erfassen regelloser Schwingungen.

DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin [7.7] DIN 50100 (1978) Dauerschwingversuche. DIN Deutsches Institut für Normung

e.V., Berlin [7.8] DIN ISO 362 (2005) Messverfahren der Genauigkeitsklasse 2 für das von be-

schleunigten Straßenfahrzeugen abgestrahlte Geräusch. Teil 1–2. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[7.9] DIN ISO 14635 (2005) Zahnräder: FZG-Prüfverfahren. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[7.10] DISCOM: RotasPro Geräuschanalyse-System, Firmenschrift [7.11] Fan J, Humberg P (2003) Verdrehspiele im Antriebsstrang, Beispiele zur

Optimierung von Schwingungsphänomenen durch Toleranzanalyse in Design und Fertigung. Tagung „Dynamisches Gesamtverhalten von Fahrzeugantrieben“. Haus der Technik, Essen

[7.12] Finsterhölzl H, Kelle W (1990) Leerlaufqualität in der Fahrzeugbeurteilung. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 92, Nr. 5: 268–282

[7.13] Gosdin M (1985) Analyse und Optimierung des dynamischen Verhaltens eines Pkw-Antriebsstrangs. Dissertation, Technische Universität München

[7.14] Goto Y, Yagi Y, Morimoto Y, Kawasaki M (1988) Shift Feel in Manual Trans-mission – An Analysis of Unsmooth Shifting and Gear Clashing. JSAE Review Vol. 9, No. 4

[7.15] Haibach E (1989) Betriebsfestigkeit. VDI-Verlag, Düsseldorf


[7.16] Hildebrandt M (1994) Schadensfrüherkennung an Wälzkontakten mit Körper-schall-Referenzsignalen. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschi-nenelemente

[7.17] Hirschmann KH (1993) Methodische Lebensdauerberechnung bei Maschinen-elementen. TAE Technische Akademie Esslingen, Lehrgang Nr. 17019/60.175: Zuverlässigkeitsanalyse von Systemen

[7.18] Joachim FJ (1992) Schäden an Zahnradgetrieben und ihrer Verhütung. TAE-Band 28: Schäden an geschmierten Maschinenelementen: 161–201

[7.19] Joachim FJ, Collenberg HF (1996) Scuffing Resistance of Vehicle Transmission Gears. AGMA Technical Paper, 96FTM10

[7.20] Kanagawa J, Okubo K, Fujii T, Kido R, Takahashi M (2004) Study on Noise Generation Mechanism for Dry Hybrid Type CVT – Influence of Block Motions and Surface Roughness of Pulley on Sound Pressure. SAE Technical Paper Series 2004-01-0477

[7.21] Klätschke H (2002) Standardisierte Lastkollektive und Lastfolgen für Pkw-Antriebsstränge mit Automatgetrieben, CARLOS-PTA. Fraunhofer Institut für Betriebsfestigkeit mbH (LBF) Darmstadt, LBF-Bericht Nr. 110310/110370(d),

[7.22] Krishnaswami R, DeFore M, Hildebrand D, Metcalf J, Sell D (2001) Gear Whine Improvements for an Automatic Transmission through Design Retarget-ing and Manufacturing Variability Reduction. SAE Technical Paper 2001-01-1505

[7.23] Kronast M, Hildebrandt M (2000) Vibro-Acoustic Modal analysis of Auto-mobile Body Cavity Noise. Sound and Vibration, Vol. 34, No. 6

[7.24] Kunz M (2002) Ermittlung des Einflusses fahrzeug-, fahrer- und verkehrs-spezifischer Parameter auf die Getriebelastkollektive mittels Fahrsimulation. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[7.25] Lechner G (1966) Die Fress-Grenzlast bei Stirnrädern aus Stahl. Dissertation, Technische Universität München

[7.26] Lechner G (1973) Berechnung der Fresstragfähigkeit von Stirn- und Kegel-rädern. Technisch-wissenschaftliche Veröffentlichung der ZF AG, Heft 8

[7.27] Miner MA (1937) Cumulative Damage in Fatigure. Trans. New York: ASME (American Society of Mechanical Engineers), Journal of Applied Mechanics 4: A160–A162

[7.28] Müller-Kose JP (2002) Repräsentative Lastkollektive für Fahrzeuggetriebe. Dissertation, Universität Braunschweig

[7.29] Niemann G, Winter H (2002) Maschinenelemente. Band II: Getriebe allgemein, Zahnradgetriebe – Grundlagen, Stirnradgetriebe. Springer, Berlin Heidelberg New York

[7.30] Nill R (1986) Das Schwingungsverhalten loser Bauteile in Fahrzeuggetrieben. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[7.31] Palmgren A (1924) Die Lebensdauer von Kugellagern. VDI-Zeitschrift 68, Nr. 14: 339–341

[7.32] Reik W (1987) Torsionsschwingungen und Getriebegeräusche. Automobil-Industrie 32, Nr. 1: 37–42

[7.33] Reilhofer KG: EOL-Analyser – Akustische Qualitätssicherung an Getrieben, Firmenschrift

[7.34] Richtlinie 92/97/EWG


[7.35] Schöpf HJ, Jürgens G, Fischer R (1989) Optimierung der Komforteigenschaften des Triebstrangs von Mercedes-Benz-Fahrzeugen mit Schaltgetriebe. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 91, Nr. 10: 568–575

[7.36] Schumacher T, Reitz A, Biermann JW (2001) Lastwechselschwingungen in Kfz-Antriebssträngen – eine Kompromissauslegung zwischen Komfort und Agilität. Tagung „Systemanalyse in der Kfz-Antriebstechnik“. Haus der Technik, Essen

[7.37] Weidner G (1991) Klappern und Rasseln von Fahrzeuggetrieben. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[7.38] Weidner G, Lechner G (1990) Klapper- und Rasselgeräusche in Fahrzeug-getrieben. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 92, Nr. 6: 320–326

[7.39] Westermann-Friedrich, Zenner H (1988) Zählverfahren zur Bildung von Kollek-tiven aus Zeitfunktionen – Vergleich der verschiedenen Verfahren und Beispie-le. FVA-Merkblatt Kollektive, Nr. 0/14. Forschungsvereinigung Antriebstechnik e.V., Frankfurt

[7.40] ZFN 201 (1990) Zahnradschäden, Begriffsbestimmung. Konzernnorm ZF Fried-richshafen AG

[7.41] Zwicker E, Fastl H (1990) Psychoacoustics. Facts and Models. Springer, Berlin Heidelberg New York

[7.42]* Henn H, Sinambari GR, Falle M (1984) Ingenieurakustik. Vieweg-Verlag, Wiesbaden

[7.43]* James B, Douglas M (2002) Development of a Gear Whine Model for the Complete Transmission System. SAE Technical Paper 2002-01-0700

[7.44]* Küçükay F (1987) Dynamik der Zahnradgetriebe. Springer, Berlin Heidelberg New York

[7.45]* Schildmeier EF (1998) Gear Noise Reduction using Design of Experiments. SAE Technical Papers 981194

[7.46]* VDI-Richtlinie 2159 (1985) Emissionskennwerte technischer Schallquellen – Getriebegeräusche. VDI Verein Deutscher Ingenieure e.V., Düsseldorf


[8.1] Dietrich G, Stahl H (1978) Matrizen und Determinanten und ihre Anwendungen in Technik und Ökonomie. VEB, Leipzig

[8.2] DRESP, Schwingungsberechnungsprogramm. RWTH Aachen [8.3] EN 10083 (1996) Vergütungsstähle. Teil 1: Technische Lieferbedingungen für

Edelstähle. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin [8.4] Roos E (2005) Festigkeitslehre I. Vorlesungsmanuskript. Universität Stuttgart [8.5] Muhs D, Wittel H, Jannasch D, Voßiek J (2005) Roloff/Matek Maschinen-

elemente. 17. Auflage. Vieweg-Verlag, Wiesbaden [8.6] Niemann G, Winter H, Höhn BR (2005) Maschinenelemente. Band 1: Konstruk-

tion und Berechnung von Verbindungen, Lagern, Wellen. 4. Auflage. Springer, Berlin Heidelberg New York

[8.7] Rühl KH (1952) Die Tragfähigkeit metallischer Baukörper in Bautechnik und Maschinenbau. Verlag Wilhelm Ernst & Sohn, Berlin

[8.8] Siebel E, Ludwig N (1955) Handbuch der Werkstoffprüfung. Band 2: Die Prüfung der metallischen Werkstoffe. 2. Auflage. Springer, Berlin Heidelberg New York


[8.9] Thum A, Peterson C, Svenson O (1960) Verformung, Spannung und Kerb-wirkung. VDI-Verlag, Düsseldorf

[8.10] Truong-Canh H (1986) Strukturorientiertes Modellieren, Optimieren und Identi-fizieren von geometrisch linearen Mehrkörpersystemen. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[8.11] Wellinger K, Dietmann H (1976) Festigkeitsberechnung, Grundlagen und tech-nische Anwendung. Kröner-Verlag, Stuttgart

[8.12]* DIN 3960 (1987) Begriffe und Bestimmungsgrößen für Stirnräder (Zylinder-räder) und Stirnradpaare (Zylinderradpaare) mit Evolventenverzahnung. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[8.13]* Göldner H, Holzweißig F (1967) Leitfaden der Technischen Mechanik. Statik – Festigkeitslehre – Kinematik – Dynamik. 8. Auflage. Steinkopff-Verlag, Darm-stadt

[8.14]* Hähnchen R, Decker KH (1967) Neue Festigkeitsberechnung für den Maschi-nenbau. Hanser-Verlag, München

[8.15]* Kleinbach K (1989) Qualitätsbeurteilung von Kegelradsätzen durch integrierte Prüfung von Tragbild, Einflankenwälzabweichung und Spielverlauf. Dissertati-on, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[8.16]* Magnus K, Müller HH (2005) Grundlagen der Technischen Mechanik. 7. Auf-lage. Teubner-Verlag, Stuttgart


[9.1] Bencker R, Walter G (2005) Das neue kleine Sechsgang-Handschaltgetriebe bei BMW. 4. Internationales CTI-Symposium „Innovative Fahrzeug-Getriebe“, Berlin

[9.2] Bencker R, Nussbaumer M, Schlecht B (2004) Schaltkomfortorientierte Getrie-be- und Antriebsstrangauslegung. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 106, Nr. 11: 996–1006

[9.3] Bönning J, Krake F, Krüttgen R, Painter S (2004) Neues Sechsgang-Schaltgetriebe von Opel. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 106, Nr. 10: 862–872

[9.4] Davis G, Donin R, Findlay M, Harman P, Ingram M, Kelly D (2004) Simu-lationsgestützte Optimierung der Schaltqualität von Handschaltgetrieben. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 106, Nr. 7/8: 668–675

[9.5] Drott H, Oppertshäuser E (1991) 3-Konus-Synchronisierungen in Opel-PKW-Schaltgetrieben. VDI-Berichte Nr. 878: 293-309

[9.6] Eaton (1997) Firmenprospekt „Eaton Getriebe S-Getriebebaureihe“ und „Eaton Fuller S-Getriebe mit LF-Synchronisierung“

[9.7] Förster HJ (1991) Automatische Fahrzeuggetriebe. Springer, Berlin Heidelberg New York

[9.8] Franke A, Greiner J, Gösele A, Kiesel J, Sperber R, Stenkert J, Wagner B, Weiss P (2004) Triebstrang und Getriebe. ATZ/MTZ-Sonderausgabe 10/2004: Die neue Mercedes-Benz A-Klasse: 150–159

[9.9] Frey D, Naumann W (1993) Reibbeläge für ölgekühlte Reibschaltelemente. ATK Antriebstechnisches Kolloquium 1993, RWTH Aachen


[9.10] Goll S, Schröper R (1986) Das Schaltelement „Synchronisierung“ – eine hoch-entwickelte Baugruppe bei PKW- und NKW-Getrieben. VDI-Berichte, Nr. 579: 287–300

[9.11] Goto Y, Yagi Y, Morimoto Y, Kawasaki M (1988) Shift Feel in Manual Trans-mission – An Analysis of Unsmooth Shifting and Gear Clashing. JSAE Review Vol. 9, No. 4

[9.12] Greiner J, Alber H, Wagner B, Franke A, Dorfschmid J (2004) Präzises Räder-werk. ATZ/MTZ-Sonderausgabe 4/2004: Die neue SLK-Klasse: 94–99

[9.13] Hämmerl B (1995) Lamellenauslegung, Hitzeflecken, Auslegungsrichtlinien für ölgekühlte Lamellenkupplungen. FVA-Forschungsvorhaben 150, Heft-Nr. 456

[9.14] Hauser C (2004) Einfluss der Ölalterung auf die Reibwertstabilität von Lamel-lenkupplungen, FVA-Forschungsvorhaben 297, Heft-Nr. 737

[9.15] Holzer N, Frey D, Matthes B (1997) Schleppmomente an nasslaufenden Lamel-lenbremsen. VDI-Berichte Nr. 1323: 469–489

[9.16] Köpf P (1980) Die Synchronisierung von Fahrzeuggetrieben. Automobil Revue Nr. 18 (24.04.1980): 61–67


[9.18] Mosbach C (2001) Untersuchung der Ursachen von Reibschwingungen und Ge-räuschen an ölgekühlten Reibschaltelementen. FVA-Forschungsvorhaben 297, Heft-Nr. 650

[9.19] Naumann W, Frey D (1988) Beeinflussung kraftschlüssiger Schaltelemente durch das Öl. VDI-Berichte Nr. 680

[9.20] Oerleke C (2000) Einfluss auf die Schleppmomente schnelllaufender Lamellen-kupplungen in Automatgetrieben. Dissertation, Universität der Bundeswehr Hamburg

[9.21] Oerleke C (2000) Leerlaufverhalten von ölgekühlten Lamellenkupplungen. FVA-Forschungsvorhaben 290, Heft-Nr. 607

[9.22] Pfleger F (1998) Einfluss von Lamellenbehandlung und modernen Getriebeölen auf das Lebensdauer- und Schaltverhalten von Lamellenkupplungen. FVA-Forschungsvorhaben 150, Heft-Nr. 537

[9.23] Rastinger B (1991) Die neuen Handschaltgetriebe in den BMW-Baureihen 8, 5 und 3. VDI-Berichte Nr. 878: 75–95

[9.24] Rüchardt C, Ebner O, Keller R, Rossmann M, Jäger T, Gansohr M, Erb M, Thüncher G (2004) AS Tronic lite, die neue AS-Getriebebaureihe der ZF für das mittlere Nutzfahrzeugsegment. VDI-Berichte Nr. 1827: 303–326

[9.25] Schröper R (1981) Temperaturmessungen an Synchronisierungen. Unveröffent-lichte Diplomarbeit, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[9.26] Wagner D (1993) Neue Reibmaterialien und Konzepte für Einfach- und Mehr-fachsynchronisierungen. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 95, Nr. 7/8: 380–387

[9.27] Winkelmann S, Harmuth H (1985) Schaltbare Reibkupplungen. Springer, Berlin Heidelberg New York

[9.28] Winter H, Pflaum H (1991) Synchronisierungen in Kfz-Schaltgetrieben – Ein-fluss der Werkstoffpaarung auf das Reibungsverhalten. Antriebstechnik 30, Nr. 8: 50–58

[9.29] ZF Friedrichshafen AG: Berechnungsmappe [9.30] ZF Friedrichshafen AG: Bildmaterial



[10.1] Basedow G (1972) Berechnung der Rutschzeit von Anlaufkupplungen bei ver-änderlichem Lastmoment. Antriebstechnik 11: 367–370

[10.2] Baumann R, Engel S, Sasse C (2003) Die neue Generation moderner Hoch-leistungswandlerkupplungen mit patentiertem Ringnutsystem. VDI-Berichte Nr. 1786

[10.3] Bausch E (1979) Grenzen der Schaltarbeit an Reibelementen von Kupplungen und Bremsen. Antriebstechnik 18: 367–370

[10.4] DIN 2092 (2006) Tellerfedern – Berechnung. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[10.5] Drexl HJ (1997) Kraftfahrzeugkupplungen – Funktion und Auslegung. Verlag Moderne Industrie, Landsberg/Lech

[10.6] Duminy J (1979) Beurteilung des Betriebsverhaltens schaltbarer Reibkupplun-gen. Dissertation, Technische Univeristät Berlin

[10.7] Förster B, Lindner J, Steinel K, Stürmer W (2004) Kupplungssysteme für schwere Nutzfahrzeuge. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 106, Nr. 10

[10.8] Förster HJ (1991) Automatische Fahrzeuggetriebe. Springer, Berlin Heidelberg New York

[10.9] Großpietsch W, Sudau J (2000) Doppelkupplung für lastschaltbare Getriebe – ein altes Schaltelement mit neuer Zukunft? VDI-Berichte Nr. 1565

[10.10] Hasselgruber H (1953) Die Berechnung der Temperaturen an Reibungskupplun-gen. Dissertation, RWTH Aachen

[10.11] Hasselgruber H (1959) Temperaturberechnungen für mechanische Reibkupplun-gen. Schriftenreihe Antriebstechnik, Bd. 21

[10.12] Jauch F (1989) Beitrag zur Optimierung des Antriebsstranges von Kraftfahr-zeugen unter dem Aspekt von Kraftstoffverbrauch, Transportleistung und Last-kollektiven. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[10.13] Krüger H (1965) Das Reibungsverhalten der nassen Lamellenkupplung. Konstruktion 17: 54–60

[10.14] Krüger H (1965) Das Reibungsverhalten der nassen Lamellenkupplung. Konstruktion 17: 93–99

[10.15] Lebedeu, Bykova, Luck (1981) Zur Theorie der Lamellen-Schaltkupplungen. Maschinenbautech. 30: 215–221

[10.16] Mc Garth M, Müller B, Maucher E, Marathe B, Bailey G (2002) Der Dreh-momentwandler. 7. LuK-Kolloquium

[10.17] Middlemann V, Wagner U (1998) The Torque Converter as a System. 6. LuK-Kolloquium

[10.18] Tenbrock F, Roßmann T, Neumann D, Jauch F, Gierer G (1999) Modellbasierte Funktionsentwicklung und Applikation am Beispiel einer Wandlerüber-brückungskupplung. Berlin, 2. Symposium Steuersysteme für den Antriebs-strang von Kfz

[10.19] Reik W, Friedmann O, Agner I, Werner O (2004) Die Kupplung – das Herz des Doppelkupplungsgetriebes. VDI-Berichte Nr. 1827

[10.20] SAE J618 (1991) Flywheels for Single-Plate Spring-Loaded Clutches. SAE Society of Automotive Engineers

[10.21] SAE J619 (1993) Flywheels for Two-Plate Spring-Loaded Clutches. SAE Socie-ty of Automotive Engineers


[10.22] Sasse C, Frey P, Ackermann J (2004) Hydrodynamischer Drehmomentwandler –„Alter Hut oder Innovationsfaktor im Antriebstrang?“ VDI-Berichte Nr. 1827

[10.23] Schreiber W, Rudolph F, Becker V (2003) Das neue Doppelkupplungsgetriebe von Volkswagen. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 105, Nr. 11

[10.24] Sebulke J (1974) Wärmetechnische Auslegung von Trockenreibungs- und Rutschkupplungen. Antriebstechnik 13: 376–382

[10.25] Seybold H (1981) Ein Verfahren zur Ermittlung der Auslegung einer Kraftfahr-zeug-Schaltkupplung. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 83: 355–358

[10.26] Steinhilper W (1962) Der zeitliche Temperaturverlauf in Reibungsbremsen und Reibungskupplungen beim Schaltvorgang. Dissertation, TH Karlsruhe

[10.27] Steinhilper W (1967) Der Kraftfluss in unter Last geschalteten Lamellenkupp-lungen und das übertragbare Drehmoment. Konstruktion 19: 262–267

[10.28] Stüper J (1965) Automatische Automobilgetriebe. Springer, Berlin Heidelberg New York

[10.29] Sudau J, Sasse C (1998) „ZMSIIi“ – Ein neues, im Drehmomentwandler integ-riertes Schwingungsdämpfungskonzept für Automatgetriebe. VDI-Berichte Nr. 1393

[10.30] VDI-Richtlinie 2240 (1971) Wellenkupplungen. Systematische Einteilung nach ihren Eigenschaften. VDI Verein Deutscher Ingenieure e.V., Düsseldorf

[10.31] VDI-Richtlinie 2241, Blatt 1 (1982) Schaltbare fremdbetätigte Reibkupplungen und -bremsen, Begriffe, Bauarten, Kennwerte, Berechnungen. VDI Verein Deutscher Ingenieure e.V., Düsseldorf

[10.32] Voith (1987) Hydrodynamik in der Antriebstechnik. Vereinigte Fachverlage Krauskopf Ingenieur Digest

[10.33] Winkelmann S, Harmuth H (1985) Schaltbare Reibkupplungen. Springer, Berlin Heidelberg New York

[10.34] ZF Getriebe GmbH (2004) Interne Information – Hydrodynamischer Dreh-momentwandler

[10.35] ZF-Sachs (2003) Produktinformation: Hydrodynamischer Drehmomentwandler [10.36] ZF-Sachs (2006) Produktinformation: Antriebskomponenten und -systeme für

Pkw [10.37] ZF-Sachs: Bildmaterial [10.38]* Bauer KH (2002) Nasslaufende Anfahrkupplung in modernen Automatik-

getrieben. Offenbach: 1. Internationales IIR-Symposium „Innovative Fahrzeug-Getriebe“

[10.39]* Bauer KH, Heinrich J, Günter F (2005) Kraftstoffeinsparpotentiale durch Doppelkupplungsgetriebe. 26. Internationales Wiener Motorensymposium

[10.40]* Braess HH, Seifert U (2005) Vieweg Handbuch Kraftfahrzeugtechnik. Vieweg-Verlag, Wiesbaden

[10.41]* Götte T, Pape T (2004) DSG – das Direktschaltgetriebe von Volkswagen. Innovative Getriebetechnik mit Doppelkupplung. VDI-Berichte Nr. 1827

[10.42]* Kickbusch E (1963) Föttinger-Kupplungen und Föttinger-Getriebe. Springer, Berlin Heidelberg New York

[10.43]* VDI-Richtlinie 2153 (1974) Hydrodynamische Getriebe. VDI Verein Deutscher Ingenieure e.V., Düsseldorf

[10.44]* Wolf M (1962) Strömungskupplungen und Strömungswandler. Springer, Berlin Heidelberg New York



[11.1] Block H (1940) Fundamental mechanical aspects of boundary lubrication. JSAE 46, No. 2

[11.2] BOSCH (2004) Kraftfahrtechnisches Taschenbuch. 25. Auflage. Vieweg-Verlag, Wiesbaden

[11.3] Brändlein J, Lorösch HK (1986) Schmutzgeschützte Lager in Kraftfahrzeug-getrieben. VDI-Berichte Nr. 579: 253–268

[11.4] Collenberg F (1991) Untersuchungen zur Fresstragfähigkeit schnelllaufender Stirnradgetriebe. Dissertation, Technische Universität München, Lehrstuhl Maschinenelemente

[11.5] DIN 3760 (1996) Radial-Wellendichtringe. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[11.6] DIN 3761 (1984) Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[11.7] DIN 31651 (1991) Gleitlager. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin [11.8] DIN 31652 (2002) Gleitlager – Hydrodynamische Radial-Gleitlager im stationä-

ren Betrieb. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin [11.9] DIN 51509 (1976) Auswahl von Schmierstoffen für Zahnradgetriebe. Teil 1:

Schmieröle. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin [11.10] DIN ISO 281 Beiblatt 1 (2003) Wälzlager – Dynamische Tragzahlen und nomi-

nelle Lebensdauer. Lebensdauerbeiwert aDIN und Berechnung der erweiterten modifizierten Lebensdauer. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[11.11] DIN ISO 281 Beiblatt 4 (2003) Wälzlager – Dynamische Tragzahlen und nomi-nelle Lebensdauer. Verfahren zur Berechnung der modifizierten Referenz-Lebensdauer für allgemein belastete Wälzlager. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[11.12] DIN ISO 2909 (2004) Mineralölerzeugnisse – Berechnung des Viskositätsindex aus der kinematischen Viskosität. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[11.13] DIN ISO 3547 (2000) Gleitlager – Gerollte Buchsen. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[11.14] DIN ISO 12128 (1998) Gleitlager – Schmierlöcher, Schmiernuten und Schmier-taschen. Maße, Formen, Bezeichnung und ihre Anwendung für Lagerbuchsen. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[11.15] Dornhöfer G (1994) Lebensdauerschmierung von Kfz-Aggregaten unter Berück-sichtigung der Umweltschonung. Tribologie und Schmierungstechnik, Nr. 2: 86–90

[11.16] Eckhardt F (1985) Stationäre Zahnradgetriebe. Schmierung und Wartung. Eigenverlag der Mobil Oil AG, Hamburg

[11.17] Federal Mogul: Produktunterlagen [11.18] Förster HJ (1974) Automatische Fahrzeuggetriebe und Retarder für Nutzfahr-

zeuge. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 76, Nr. 5: 142–149 [11.19] Freund H, Stubenrauch A (1987) Entwicklungen von Wälzlagerungen in Nutz-

fahrzeug-Schaltgetrieben. Antriebstechnik Nr. 4: 28–39 [11.20] Göhring E (1989) Bremsleistung schwerer Nutzfahrzeuge. Aachen: 2. Aachener

Kolloquium „Fahrzeug- und Motorentechnik“: 397–425


[11.21] Haupt J (2005) Auslegungskriterien der Automatgetriebepumpe. ZF Getriebe GmbH

[11.22] Hettich V, v Eiff H, Lechner G (1992) Untersuchung von Flächendichtungen unter dynamischer Scherbeanspruchung. Antriebstechnik 31, Nr. 4: 74–79

[11.23] INA FAG (2006) Wälzlager HR 1. Produktkatalog. Schaeffler KG, Herzogen-aurach, Schweinfurt

[11.24] Jäckle M (1994) Entlüftung von Getrieben. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[11.25] Jäckle M, Lechner G (2000) Mechanisch hochbelastete Flächendichtverbin-dungen. VDI-Berichte Nr. 1579

[11.26] Joachim FJ, Thies HE, Brügel E (1992) Lebensdauerschmierung bei Fahrzeug-getrieben. Tribologie und Schmierungstechnik 39, Nr. 6: 317–324

[11.27] Khosrawi MA (1983) Untersuchung über die Reaktionsschichtbildung bei hoch-belastbaren Schmierölen. Dissertation, Universität Stuttgart, Staatliche Material-prüfungsanstalt (MPA)

[11.28] Kreuzer R, Romanos G (2000) Zuverlässigkeit von Flächendichtverbindungen auf der Basis von Flüssigdichtmitteln unter dynamischer Beanspruchung. VDI-Berichte Nr. 1579

[11.29] Krieg WE (1993) Untersuchungen an Gehäuseabdichtungen von hochbelasteten Getrieben. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[11.30] Kubalczyk R (2000) Gehäusegestaltung von Fahrzeuggetrieben im Abdicht-bereich. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[11.31] Kürzeder H (1987) Verlängerung der Lebensdauer neuer und bereits beschädig-ter Getriebe durch Spezialschmierstoffe. Antriebstechnik 26, Nr. 7: 18–25

[11.32] Lane TB, Hughes JK (1951) A practical application of the flash temperature hydropotesis of gear lubrication. Third World Petrol Congr.: 7

[11.33] Lauth HJ, Webert D, Scholz I, Agner I (2001) Bedarfsorientiert ansteuerbare Pumpen. 7. LuK-Kolloquium: 119–131

[11.34] Lechner G (1969) Untersuchungen zur Schmierfilmbildung an Zahnrädern. VDI-Zeitschrift 111, Nr. 4: 269–274

[11.35] Lechner G (1973) Berechnung der Fresstragfähigkeit von Stirn- und Kegel-rädern. Technisch wissenschaftliche Veröffentlichung der Zahnradfabrik Fried-richshafen AG, Heft 8


[11.37] Lorösch HK (1993) Wirtschaftliche, umweltschonende Wälzlagerungen durch Vermeiden von Überdimensionierung. Antriebstechnik 32, Nr. 3: 89–93

[11.38] Lundberg S (1977) Anstellen von Kegelrollenlagern in Pkw-Getrieben mit Leichtmetallgehäuse. SKF-Kugellager-Zeitschrift 193, Jahrgang 52

[11.39] Meyer K, Kloss H, Reichelt F (1990–91) Übertragbarkeit von Fressverschleiß-ergebnissen aus Modellapparaturen auf praxisnahe Bedingungen. Tribologie und Schmierungstechnik. Teil I: 21 (1990), Nr. 10: 299–302; Teil II: 22 (1991), Nr. 3: 68–71; Teil III: 22 (1991), Nr. 4: 105–107

[11.40] Molykote (1991) Molykote-Handbuch [11.41] Müller HK (1990) Abdichtung bewegter Maschinenteile. Medienverlag Müller,

Waiblingen [11.42] Niemann G (1955) Schmierfilmbildung, Verlustleistung und Schadensgrenzen

bei Zahnrädern mit Evolventenverzahnung. VDI-Zeitschrift 97, Nr. 10


[11.43] Niemann G, Lechner G (1967) Die Fressgrenzlast bei Stirnrädern aus Stahl. Erdöl und Kohle 20, Nr. 2: 96–106

[11.44] Oster P (1982) Beanspruchung der Zahnflanken unter Bedingungen der Elasto-hydrodynamik. Dissertation, Technische Universität München, Lehrstuhl Maschinenelemente

[11.45] Pittroff H (1961) Riffelbildung bei Wälzlagern infolge Stillstandserschütterun-gen. Eigenverlag SKF-Kugellagerfabriken GmbH, Schweinfurt

[11.46] Schiberna P, Gesenhaus R, Nowatschin K, Fleischmann HP, Hommes G (2004) Audi multitronic® – leistungsfähig und sportlich. VDI-Berichte Nr. 1827: 447–459

[11.47] Schwuchow S (1996) Sonderverzahnungen für Zahnradpumpen mit minimaler Volumenstrompulsation. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschi-nenelemente

[11.48] Sonntag W (1988) Vermeidung von Zahnradschäden durch geeignete Schmier-öle. Tribologie und Schmierungstechnik 19, Nr. 10: 292–295

[11.49] Technische Akademie Esslingen (1984) Additive für Schmierstoffe. Reihe Tribotechnik, Band 2. Curt R. Vincentz-Verlag, Hannover

[11.50] Uetz H, Föhl J, Sommer K (1989) Einfluss v. Reaktionsschichten auf das tribo-logische Verhalten langsamlaufender Wälzpaarungen. Antriebstechnik 28, Nr. 10: 57–62

[11.51] VDA-Empfehlung 263 (1999) Abnahmeprüfung von Pkw-Getrieben. VDA Verband der Automobilindustrie e. V., Frankfurt

[11.52] VDI-Richtlinie 2204 (1992) Auslegung von Gleitlagerungen. VDI Verein Deutscher Ingenieure e.V., Düsseldorf

[10.53] WABCO (2004) Fahrzeug-Vorschriften. 22. Ausgabe. WABCO Vehicle Control Systems

[11.54] Wagner G, Remmlinger U, Fischer M (2004) Das stufenlose Getriebe CFT 30 von ZF – Ein CVT mit Kettenvariator für 6-Zylinder Motoren in Fahrzeugen mit Front-Quer-Antrieb. VDI-Berichte Nr. 1827: 461–497

[11.55] Wender B, Lecong S (1991) Gestaltung von Versteifungsrippen und Bohrungen an Getriebegehäusen. Konstruktion 43: 365–370

[11.56] Winter H, Michaelis K (1975) Fresstragfähigkeit von Stirnradgetrieben. Teil I: Grundlagen zum Ansatz einer Integraltemperatur. Antriebstechnik 14, Nr. 7: 405–409

[11.57]* DIN 51512 (1988) Schmierstoffe. SAE-Viskositätsklassen für Schmieröle für Kraftfahrzeuggetriebe. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[11.58]* Michaelis K (2003) Tribologie des Zahnrades. Vorlesungsmanuskript. Techni-sche Universität München, Lehrstuhl für Maschinenelemente

[11.59]* Müller HK, Nau BS: www.fachwissen-dichtungstechnik.de [11.60]* Schmid E (1981) Handbuch der Dichtungstechnik. Expert-Verlag, Grafenau/

Württemberg [11.61]* Tietze W (2003) Handbuch Dichtungspraxis. Vulkan-Verlag, Essen


[12.1] Allison Transmission (1999) Produktinformation: Allison Automatic Transmis-sions – 1000, 2000, 2400 Series


[12.2] Allison Transmission (2004) Operator’s Manual: Allison Transmission On-Highway, 1000 and 2000 Product Families, OM3063EN

[12.3] Barnbeck A, Drott, H, Helms G (1993) Das neue Opel-Sechsgang-Getriebe. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 95, Nr. 6: 288–292

[12.4] Boch P (1998) EE DRIVE: Der elektrische Radnabenantrieb der ZF. Nahver-kehrspraxis 01/1998

[12.5] Böning J, Krake F, Krüttgen R, Painter S (2004) Das Neue Sechsgang-Schaltgetriebe von Opel. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 106, Nr.10: 862–872

[12.6] Braess HH, Seifert U (2005) Vieweg Handbuch Kraftfahrzeugtechnik. Vieweg-Verlag, Wiesbaden

[12.7] Collenberg HF, Fischer D, Führer G, Müller W (1998) Möglichkeiten zur Leistungssteigerung, Geräuschoptimierung und Schaltkraftreduzierung von Nkw-Schaltgetrieben. VDI-Berichte Nr. 1393

[12.8] Duckstein H, Leinfellner H, Sommer HD (1985) Der VW-Transporter Syncro. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 87, Nr. 9: 405–417

[12.9] Eaton (1985) Produktinformation: Eaton Twin Splitter TS/TSO 11612 [12.10] Eaton (1997) Produktinformation: Eaton S-Getriebebaureihe [12.11] Ebenhoch M, Krieg WE, Kubalczyk R, Drabek M (2004) Getriebebaukasten für

ein Doppelkupplungs-, automatisiertes Handschalt- und Handschaltgetriebe auf Basis eines gemeinsamen Radsatzes. VDI-Berichte Nr. 1827

[12.12] Eggert U (1990) CVT – Elektronische Regelung und Fahrdynamik. VDI-Berichte Nr. 803: 197–234

[12.13] Eschrich G, Schwarz J, Rüchardt C (2001) Funktionen automatischer Nkw-Getriebe im Verbund elektronischer Systeme. VDI-Berichte Nr. 1610: 101–115

[12.14] Fleischmann H, Gutz H, Kumpf G, Martin F, Schöffmann M (2004) Die neuen Getriebe im Audi A6. ATZ/MTZ-Sonderausgabe 3/2004: Der neue Audi A6: 128–138

[12.15] Foth J, Karch G, Speck FD (2005) Getriebesysteme für Busse: Lastschalt-getriebe, automatisierte Getriebe oder Handschaltgetriebe? – Auswahlkriterien heute und morgen. VDI-Berichte Nr. 1876: 367–388

[12.16] Franke A, Greiner J, Gösele A, Kiesel J, Sperber R, Stenkert J, Wagner B, Weiss P (2004) Triebstrang und Getriebe. ATZ/MTZ-Sonderausgabe 10/2004: Die neue Mercedes-Benz A-Klasse: 150–159

[12.17] Freymann R, Strobl W, Glonner H, Köpf P, Kilian S (2004) Wandlerfreies Automatikgetriebe und Elektromaschinen-Kondensatorsystem, ein neuer Ansatz zur Realisierung einer effizienten Dynamik. VDI-Berichte Nr. 1827

[12.18] v Glasner EC, Povel R, Holloh KD (1997) Der intelligente Antriebsstrang. Berlin: Symposium „Steuerungssysteme für den Antriebsstrang von Kraftfahr-zeugen“ 18.–19. September 1997

[12.19] Göddel T, Hillenbrand H, Hopff C, Jud M (1998) Das neue Fünfgang-Automatgetriebe W5A180. ATZ/MTZ-Sonderausgabe 10/1998: Die neue A-Klasse von Daimler-Benz: 96–101

[12.20] Grad K (2005) Development trends for tractor powertrains. 3rd AVL Inter-national Commercial Powertrain Conference, 20.–21. April 2005, Graz, Österreich.


[12.21] Greiner J, Dörr C, Nauerz H, Graeve M (2004) The new „7G-TRONIC“ of Mercedes-Benz. Innovative Transmission Technology for better Driving Performance, Comfort and Fuel Economy. SAE 2004-01-0649

[12.22] Greiner J, Indlekofer G, Nauerz H, Dorfschmid J, Gödecke T, Dörr C (2003) Das neue Automatikgetriebe 7G-TRONIC von Mercedes-Benz. ATZ Auto-mobiltechnische Zeitung 105, Nr.10: 920–930

[12.23] Hall W, Bock C (2001) Sechsgang-Stufenautomatikgetriebe für den neuen 7er BMW. ATZ Automobiltechnische Zeitung 103, Nr. 9: 714–724

[12.24] Härdtle W (1997) Ein neues automatisiertes Schaltgetriebe für schwere Nutz-fahrzeuge. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 99: 598–604

[12.25] Härdtle W (1998) Automatisierte Getriebe für Nutzfahrzeuge: Integration von Funktionen und Komponenten. VDI-Berichte Nr. 1993: 193–213

[12.26] Hata H, Kamiya M, Nagamatsu S (2005) Development of a New Hybrid Trans-mission for FWD Sports Utility Vehicle. In: Toyota: Technical Review Vol.54 No. 1, Toyota Motor Corporation, Aichi, Japan, ISSN 0916-7501

[12.27] Hoffmann C, Würfel A (2002) Dreiwellengetriebe – Die kurze Art, Sechsgang-getriebe zu bauen. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 104, Nr. 12: 1090–1099

[12.28] Hunger A (2002) Porsche Cayenne. Delius-Klasing Verlag, Bielefeld [12.29] James FJ, Wegeng WJ (1999) Leveraging a Commercial Medium-Duty Product

for the Heavy-Duty Pickup Truck Market. SAE Technical Paper Series 1999-01-3743

[12.30] Jaskiewicz Z: Mosty Napedowe [12.31] Kasauya S, Taniguchi T, Tsukamoto K, Hayabuchi M, Nishida M, Suzuki A

(2005) Aisin AW New High Torque Capacity Six-Speed Automatic Trans-mission for FWD vehicles. SAE 2005-01-1020

[12.32] Katou N, Taniguchi T, Tsukamoto K, Hayabuchi M, Nishida M (2004) Aisin AW new six-speed automatic transmission for FWD vehicles. SAE 2004-01-0651

[12.33] Keller W, Härdtle W (2000) Erfahrungen bei Entwicklung und Einsatz auto-matischer Getriebe für Nutzfahrzeuge. Aachen: 9. Aachener Kolloquium „Fahr-zeug- und Motorentechnik“: 1247–1258

[12.34] Kiesel J, Greiner J, Veil A, Strenkert J (2005) Das neue CVT-Getriebe AUTOTRONIC von Mercedes Benz. Wien: 26. Wiener Motorensymposium

[12.35] Knorra U (2005) Der Lexus RX400h. ATZ Automobiltechnische Zeitung 107, Nr. 9

[12.36] König RJ, Hylto JD (1999) Vocational and Body Builder Controls Features of the Allison 1000/2000/2400 Series TM Automatic Transmission. SAE Technical Paper Series, 1999-01-3744

[12.37] Kubalczyk R, Ebenhoch M, Schneider HJ (2006) 7-Gang-Doppelkupplungs-getriebe für sportliche Anwendungen. VDI-Berichte Nr. 1943

[12.38] Lechner G, Naunheimer H (1994) Fahrzeuggetriebe. 1. Auflage. Springer, Berlin Heidelberg New York

[12.39] Ledwinka E (1972) Der Steyr-Puch-„Pinzgauer“-Geländewagen. ATZ Auto-mobiltechnische Zeitschrift 74: 228–235

[12.40] Leitermann W (2004) Das neue 7-Gang-AMT im BMW M5. Würzburg: 3. Internationales CTI-Symposium „Innovative Fahrzeuggetriebe“



[12.42] Magna Drivetrain: Bildmaterial. Magna Drivetrain, Graz/Lannach, Österreich [12.43] Manthey D, Fleischmann O (1989) Das Allradsystem des Opel Vectra. Aachen:

2. Aachener Kolloquium „Fahrzeug- und Motorentechnik“: 687–702 [12.44] Marx P, Schmidtmann M, Wieland D, Greiner J (2004) Verbrauchsoptimierung

des Flottenverbrauchs mittels FE-HAG (Fuel-Economy Hinterachsgetriebe). VDI-Berichte Nr. 1827: 289–301

[12.45] Mohan SK (2005) Torque Vectoring Systems: Architecture, Stability Perform-ance and Efficiency Considerations. Graz: 6. Grazer Allradkongress

[12.46] Mozer H, Piepenbrink A, Sommer S (2001) The Technology of the ZF CVT – CFT 23. SAE-Bericht 2001-01-08

[12.47] Nett HP (2005) Der modulare Winkeltrieb – die preiswerte Möglichkeit unter-schiedlicher Allradkonzepte für eine Plattform. Graz: 6. Grazer Allradkongress

[12.48] Pape E (2002) VW in 4Motion – Vortrieb in allen Lebenslagen. Graz: 3. Grazer Allradkongress

[12.49] v Petery G (2004) Kraftstoffersparnis durch maßgeschneiderte Lager für Achs-getriebe von BMW. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 106, Nr. 12: 1096–1100

[12.50] Pichler P, Erjawetz K (2005) 4x4 Hybridmodul mit elektrischer Vorderachse. Graz: 6. Grazer Allradkongress

[12.51] Pilgrim R, Rohardt H, Srock R (1988) 911 Carrera 4, der Allrad-Porsche. Teil 1. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 90, Nr. 11: 615–625

[12.52] Pohlenz J, Gruhle WD (2001) Stufenloses hydrostatisch-mechanisch leistungs-verzweigtes Getriebe ECCOM für den Einsatz in Traktoren. VDI-Berichte Nr. 1592: 451–468

[12.53] Raeder M, Rüchardt C, Speck FD (2004) Die ZF AS-Tronic-Familie – Auto-matische Getriebe für alle Nutzfahrzeugklassen. ATZ Automobiltechnische Zeit-schrift 106, Nr. 9: 772–783

[12.54] Rastinger B (1991) Die neuen Schaltgetriebe für die BMW-Baureihen 8, 5 und 3. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 93, Nr. 11: 698–705

[12.55] Richardson BR, Wegeng WJ (1997) Allison Transmission – New Family of Transmissions: the 1000/2000 Series. SAE Technical Paper Series 973278

[12.56] Rösch R, Zaiser W, Kürschner M (1995) Das neue automatische Getriebe W5A330/580 für Personenwagen von Mercedes-Benz – Aufbau und Betriebs-verhalten des mechanischen Getriebeteils. ATZ Automobiltechnische Zeitung 97, Nr. 9: 536–545

[12.57] Schaller KV (1997) Automatisiertes Getriebeschaltsystem SAMT B. Berlin: Symposium „Steuerungssysteme für den Antriebsstrang von Kraftfahrzeugen“

[12.58] Schiberna P, Gesenhaus R, Nowatschin K, Fleischmann HP, Hommes G (2004) Audi multitronic® – leistungsfähig und sportlich. VDI-Berichte Nr. 1827

[12.59] Schmidt R, Diessner G, Uhlig G, Otto H (1988) Antriebskonzept, Bauteile und Eigenschaften des VW Golf Syncro. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 90, Nr. 10: 535–542

[12.60] Söffge F, Dietz M, Bofinger G, Lawitzki S (1989) 911 Carrera 4, der Allrad-Porsche. Teil 2. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 91, Nr. 1: 15–24

[12.61] Schöpf HJ, Jürgens G, Pickard J (1989) Das neue Fünfgang-Automatgetriebe von Mercedes-Benz. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 91, Nr. 9: 444–453


[12.62] Schreiber W, Rudolph F, Becker V (2003) Das neue Doppelkupplungsgetriebe von Volkswagen. ATZ Automobiltechnische Zeitung 105, Nr. 11: 1022–1039

[12.63] Schröder J, Gabler R, Pfau W, Nistler G (2004) Das Verteilergetriebe im BMW xDrive. VDI-Berichte Nr. 1827: 237–252

[12.64] Stockmar J (2004) Das große Buch der Allradtechnik. Pietsch Verlag, Stuttgart [12.65] Wagner G, Bucksch M, Scherer H (2001) Das automatische Getriebe 6 HP 26

von ZF, konstruktiver Aufbau und mechanische Bauteile. VDI-Berichte Nr. 1610: 631–654

[12.66] Wagner G, Remmlinger U, Fischer M (2004) ZF-Ecotronic CFT 30. VDI-Berichte Nr. 1827

[12.67] ZF-Produktinformation: ZF-AS Tronic – Das automatische Getriebesystem für den modernen Lkw

[12.68] ZF-Produktinformation (2003) ZF-Ecomid [12.69] ZF-Produktinformation (2003) ZF-Ecosplit [12.70] ZF- Produktinformation (2003) „ZF-Ecomat“ und „ZF-Ecomat 2“ [12.71] ZF-Produktinformation (2004) Das automatische Getriebesystem in Van und

Pickup: ZF-eTronic [12.72] Produktinformation: ZF TC-Tronic [12.73]* Hipp F (2005) ITC – Das Verteilergetriebe im neuen Land Rover Discovery.

Graz: 6. Grazer Allradkongress


[13.1] Oberhauser M, Vetter H (2003) Mechatronische Getriebesysteme. Expert Verlag, Renningen

[13.2] Robert Bosch GmbH (2002) Autoelektrik, Autoelektronik. Vieweg-Verlag, Wiesbaden

[13.3] Tapia C, Bauer G, Dornseiff M (2003) Automatisierte Softwaretests. ATZ/MTZ-Sonderausgabe: Automotive Electronics II/2003: 16–23

[13.4] Zurawka T, Schäuffele J (2003) Automotive-Software-Engineering – Grund-lagen, Prozesse, Methoden und Werkzeuge. Vieweg-Verlag, Wiesbaden


[14.1] Bathe KJ (2002) Finite-Elemente-Methoden. Springer, Berlin Heidelberg New York

[14.2] Butscher K, Kötzle H, Müller K (1988) Fahrzeug-Messsystem zur Erfassung topographischer Straßendaten. VDI-Berichte Nr. 687: 511–520

[14.3] David W (1989) Neuartiges, modular aufgebautes Rechenprogramm zur Längs-dynamiksimulation. Aachen: 2. Aachener Kolloquium „Fahrzeug- und Motoren-technik“: 497–519

[14.4] Demmerer S, Graswald C, Kwittner G (2003) Simulationsunterstützte Versuchs-planung zur Optimierung des Schaltkomforts eines Kfz-Getriebes. VDI-Berichte Nr. 1749: 109–124

[14.5] Dirschmid W (1992) Einsatz der Simulationstechnik unter dem Gesichtspunkt des Nutzen-Kosten-Aspektes. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 94, Nr. 9: 488–491


[14.6] Drees S, Mayer K (2004) Entwicklung einer sicheren Auslegungsmethode für zukünftige Pkw-Stufenautomaten durch den Abgleich von LK-Simulation mit LK-Messung. VDI-Berichte Nr. 1827: 609–625

[14.7] DRESP, FVA-Schwingungsberechnungsprogramm. RWTH Aachen, Institut für Maschinenelemente und Maschinengestaltung

[14.8] Hagedorn P, Otterbein S (1987) Technische Schwingungslehre. Springer, Berlin Heidelberg New York

[14.9] Heitz U (2005) Entwurf mechatronischer Getriebesysteme mit modernen CAE-Methoden. Beitrag in: Oberhauser M, Vetter H: Mechatronische Getriebe-systeme. Expert Verlag

[14.10] Jauch F (1989) Beitrag zur Optimierung des Antriebsstranges von Kraftfahr-zeugen unter dem Aspekt von Kraftstoffverbrauch, Transportleistung und Last-kollektiven. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[14.11] Kollmann F (2000) Maschinenakustik. Springer, Berlin Heidelberg New York [14.12] Kücükay F (1987) Dynamik der Fahrzeuggetriebe. Springer, Berlin Heidelberg

New York [14.13] Kunz M (2002) Ermittlung des Einflusses fahrzeug-, fahrer- und verkehrs-

spezifischer Parameter auf die Getriebelastkollektive mittels Fahrsimulation. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente

[14.14] Kunz M, Weidler A, Niemann K, Lechner G, Bertsche B (2001) Simulations-rechnungen zur Ermittlung des Streckenverbrauchs eines Hybridbusses unter realistischen Bedingungen. VDI-Berichte Nr. 1610: 703–726

[14.15] Ludmann J, Diekamp R, Lerner G (1992) PELOPS – Ein Programmsystem zur Untersuchung neuer Längsdynamikkonzepte im Verkehrsfluss. VDI-Berichte Nr. 1007: 192–209

[14.16] Naunheimer H (1995) Beitrag zur Entwicklung von Stufenlosgetrieben mittels Fahrsimulation. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinen-elemente

[14.17] Naunheimer H, Zelßmann H, Lechner, G (1993) Satellitengestützte Aufzeich-nung von Streckendaten für Fahrsimulationsprogramme. ATZ Automobil-technische Zeitschrift 95, Nr. 12: 650–654

[14.18] Piehler J, Zschiesche HU (2002) Simulationsmethoden. Harri Deutsch Verlag [14.19] Plieske M, Gierlich K, Rohrer A (2004) Das ZF-Berechnungsportal – eine

konzernweite Plattform zur breiteren Nutzung der Berechnung. VDI-Berichte Nr. 1846: 655–666

[14.20] Plieske M, LeCong S, Weber W (1995) Einsatz der Finite-Element- und der Boundary-Element-Methode zur Entwicklung lärmarmer Fahrzeuggetriebe. ATK Antriebstechnisches Kolloquium 1995, RWTH Aachen

[14.21] Schiberna P (1998) Geschwindigkeitsvorgabe für Fahrsimulationen mittels Verkehrssimulation. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschinen-elemente

[14.22] Schöttl C, Hintereder J, Breitling U (2004) CAD-integrierte Berechnung, Anwendererfahrung beim Vergleich mit klassischer FEA. VDI-Berichte Nr. 1846: 711–734

[14.23] Spörl T (1996) Modulares Fahrsimulationsprogramm für beliebig aufgebaute Fahrzeugtriebstränge und Anwendung auf Hybridantriebe. Dissertation, Uni-versität Stuttgart, Institut für Maschinenelemente


[14.24] Steinbuch R (2004) Simulation im konstruktiven Maschinenbau. Fachbuch-verlag Leipzig

[14.25] Tasche J, Dettmar M (2003) Optimierung des Schwingungsverhaltens von Fahr-zeug-Antriebssträngen durch Simulation. VDI-Berichte Nr. 1749: 241–254

[14.26] Vollmer D, Balasubramanian B, Siegert E (1992) Fahrsimulation unter realis-tischen Umfeldbedingungen. VDI-Berichte Nr. 1007: 263–280

[14.27] Wagner G (1992) Berechnung der Verlustleistung von Kfz-Vorgelegegetrieben. VDI-Berichte Nr. 977: 175–198

[14.28] Wiedemann R, Schwerdtfeger T (1987) Makroskopisches Simulationsmodell für Schnellstraßennetze mit Berücksichtigung von Einzelfahrzeugen. Forschung Straßenbau und Straßenverkehrstechnik, Heft 500

[14.29] Willmerding G (1992) Simulationssystem zur Optimierung des Antriebsstrangs unter Einbeziehung des Verkehrsflusses. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift. Teil 1: ATZ 94, Nr. 5: 286–291; Teil 2: ATZ 94, Nr. 6: 342–349

[14.30] Wolz U (1992) Die Einbindung der technischen Berechnung bei einem Fahr-zeugzulieferer in den Entwicklungsprozess. VDI-Berichte Nr. 1007: S. 59–79

[14.31] www.avl.com: CRUISE [14.32] www.dynasim.se: Dymola (Dynamic Modeling Laboratory) [14.33] www.mathworks.de: Tutorial für Matlab


[15.1] Adams J (1976) Conceptual Blockbusting. Norton & Company, New York London

[15.2] Beitz W (1983) Neue Arbeitstechniken beim Konstruieren. VDI-Berichte Nr. 492

[15.3] Brankamp K (1971) Planung und Entwicklung neuer Produkte. De Gruyter & Co, Berlin

[15.4] Conrad P, Schiemann H, Vömel G (1978) Erfolg durch Methodisches Konstru-ieren. Lexika-Verlag, Grafenau/Württ.

[15.5] Ewald O (1975) Lösungssammlungen für das Methodische Konstruieren. VDI-Verlag, Düsseldorf

[15.6] Glegg G (1971) The Design of Design. University Press, Cambridge [15.7] Hansen F (1966) Konstruktionssystematik. VEB-Verlag Technik, Berlin [15.8] Hohmann K (1977) Methodisches Konstruieren. Verlag W. Girardet, Essen [15.9] Hubka V (1976) Theorie der Konstruktionsprozesse. Springer, Berlin Heidelberg

New York [15.10] Koller R (1979) Konstruktionsmethode für den Maschinen-, Geräte- und Appa-

ratebau. Springer, Berlin Heidelberg New York [15.11] Pahl G, Beitz W (2005) Konstruktionslehre. Springer, Berlin Heidelberg New

York [15.12] Rodenacker W (1970) Methodisches Konstruieren. Springer, Berlin Heidelberg

New York [15.13] Rodenacker W, Claussen U (1973) Regeln des Methodischen Konstruierens.

Krausskopf-Verlag GmbH, Mainz [15.14] Roth K (1974) Aufbau und Handhabung von Konstruktionskatalogen. VDI-

Berichte Nr. 219


[15.15] Steinwachs H (1976) Praktische Konstruktionsmethode. Vogel-Verlag, Würz-burg

[15.16] Storp HJ, Christof S, Hackh D, Kuhr M (2005) Projekt- und Wissensmanage-ment. ATZ/MTZ-Sonderausgabe 10/2005: Die neue S-Klasse von Mercedes-Benz: 192–195

[15.17] VDA-QMC (1998) Sicherung der Qualität vor Serieneinsatz – Projektplanung. VDA Band 4, Teil 3. Verband der Automobilindustrie; Qualitäts-Management-Center

[15.18] VDI-Richtlinie 2221 (1985) Methodik zum Entwickeln und Konstruieren techni-scher Systeme und Produkte. VDI Verein Deutscher Ingenieure e.V., Düsseldorf

[15.19] VDI-Richtlinie 2222 Teil 1 (1977) Konstruktionsmethodik: Konzipieren techni-scher Produkte. VDI Verein Deutscher Ingenieure e.V., Düsseldorf

[15.20] Wolff J (1976) Kreatives Konstruieren. Verlag W. Girardet, Essen [15.21] Zwicky F (1971) Entdecken, Erfinden, Forschen im Morphologischen Weltbild.

Verlag Droemer-Knaur, München Zürich


[16.1] Beitz W, Grote KH (1997) Dubbel – Taschenbuch für den Maschinenbau. 19. Auflage. Springer, Berlin Heidelberg New York

[16.2] DGQ-Band 16–31 (1990) SPC 1 – Statistische Prozesslenkung. Deutsche Gesellschaft für Qualität

[16.3] Does RJ, Roes CB, Trip A (1999) Statistical Process Control in Industry Imple-mentation and Assurance of SPC. Series: Mathematical Modelling: Theory and Applications, Vol. 5. Springer, Berlin Heidelberg New York

[16.4] König W, Klocke F (1997) Fertigungsverfahren. Band 3: Abtragen und Gene-rieren. Springer, Berlin Heidelberg New York

[16.5] König W, Klocke F (1995) Fertigungsverfahren. Band 1: Drehen, Fräsen, Bohren, VDI-Verlag, Düsseldorf

[16.6] König W, Klocke F (1995) Fertigungsverfahren. Band 4: Massivumformung, VDI-Verlag, Düsseldorf

[16.7] König W, Klocke F (1995) Fertigungsverfahren. Band 5: Blechbearbeitung, VDI-Verlag, Düsseldorf

[16.8] König W, Klocke F (1989) Fertigungsverfahren. Band 2: Schleifen, Honen, Läppen, VDI-Verlag, Düsseldorf

[16.9] Weck M (1991) Werkzeugmaschinen – Fertigungssysteme. Band 1: Maschinen-arten, Bauformen und Anwendungsbereiche. 4. Auflage. VDI-Verlag, Düssel-dorf

[16.10] ZF Getriebe GmbH: Bildmaterial


[17.1] Bertsche B, Lechner G (2004) Zuverlässigkeit im Fahrzeug- und Maschinenbau. Ermittlung von Bauteil- und System-Zuverlässigkeiten. Springer, Berlin Heidel-berg New York

[17.2] Bertsche B, Lechner G (1987) Einfluss der Teileanzahl auf die Systemzuver-lässigkeit. Antriebstechnik 26, Nr. 7


[17.3] Brodbeck P, v Eiff H, Lechner G (1991) Zuverlässigkeitsanalyse von Getrieben. VDI-Berichte Nr. 878

[17.4] Brodbeck P, Pfeiffer M, Germann S, Schyr C, Ludemann S (2001) Verbesserung der Simulationsgüte von Antriebsstrangprüfständen mittels Reifenschlupf-simulation. VDI-Berichte Nr. 1610

[17.5] DIN 25424 (1981) Fehlerbaumanalyse. DIN Deutsches Institut für Normung e.V., Berlin

[17.6] Dubi A (1990) Stochastic modeling of realistic systems. Ben-Gurion University of the Negev

[17.7] Kersten G (1987) FMEA – Fehlermöglichkeits- und -einflussanalyse in der industriellen Praxis. Verlag Moderne Industrie

[17.8] Koslow BA, Uschakow IA (1979) Handbuch zur Berechnung der Zuverlässig-keit für Ingenieure. Carl Hanser Verlag, München Wien

[17.9] Müller-Kose JP, Patzer J, Brodbeck P, Merkt T (2004) Transfer von Miss-brauchstests an manuellen Schaltgetrieben vom Fahrzeug auf den Prüfstand. VDI-Berichte Nr. 1827

[17.10] Nicola A, Rosenberger J, Sauer B, Nemeth G (2004) Verbrennungsmotoren hochdynamisch simuliert. Antriebstechnik 11

[17.11] Schäfer E (1979) Zuverlässigkeit, Verfügbarkeit und Sicherheit in der Elektro-nik. Vogel-Verlag, Würzburg

[17.12] TAE-Lehrgang Nr. 1267/60.175 (1993) 1/ Lechner G: Zuverlässigkeit und Lebensdauer von Systemen; 2/ Bertsche B: Mathematische Behandlung der Zuverlässigkeit von

Komponenten und Systemen; 3/ Hirschmann KH: Methodische Lebensdauerberechnung bei Maschinen-

elementen; 4/ v Eiff H: Vorgehensweise bei der Zuverlässigkeitsanalyse; 5/ Brodbeck P: Vorgehensweise bei der Zuverlässigkeitsanalyse; 6/ Wu Z: Vorgehensweise bei der Zuverlässigkeitsanalyse; 7/ Herchenröder P: Systemanalyse durch Monte-Carlo-Simulation; 8/ Lechner G: Zuverlässigkeitssicherung bei Systemen der Fahrzeugtechnik. Technische Akademie Esslingen [17.13] VDA (1984) Qualitätskontrolle in der Automobilindustrie – Zuverlässigkeits-

sicherung bei Automobilherstellern und Lieferanten. 2. Auflage. Verband der Automobilindustrie e.V., Frankfurt

[17.14] VDA-Band 4 (2003) Sicherung der Qualität vor Serieneinsatz. Verband der Automobilindustrie e.V., Frankfurt

[17.15] VDI-Richtlinie 4001, Blatt 2 (2005) Terminologie der Zuverlässigkeit. VDI Verein Deutscher Ingenieure e.V., Düsseldorf

[17.16] Wu Z (1992) Vergleich und Entwicklung von Methoden zur Zuverlässigkeits-analyse von Systemen. Dissertation, Universität Stuttgart, Institut für Maschi-nenelemente

Firmen-/Getriebeverzeichnis

Aisin AW − TF 80-SC 182, 514

Allison − 2000 216, 548

Audi − AL420-6Q 569 − ML350-6F 170, 498 − ML450-6Q 170, 568 − Multitronic 19, 453, 519

Berliet − Berliet-Klaue 305

BMW − 3er-Serie 307 − 3er-Serie Allrad 574 − 5er-Serie Allrad 574 − 7er-Serie 311 − Aktivgetriebe 184, 516 − M5 501 − X3 578 − X5 578

Borgward − Automatgetriebe 13

BorgWarner − Einkonus-Synchronisierung,

System BorgWarner 316 − Nasslaufende Anfahrkupplung 393 − Nasslaufende Doppelkupplung 396 − „Warner-Gear“ 13

British Leyland − Wilson-Nkw-Getriebe 161

Chrysler − Grand Voyager 578

Eaton − LF-Synchronisierung 341, 535 − RTSO-17316A 207 − SAMT 207, 210, 535 − S-Getriebe RTSO-17316A 207,

534 − Twin Splitter TSO-11612 206, 533

Faun/Siemens − Symo-Schaltung 19, 345

Fiat − Panda 4x4 567

Fichtel & Sachs − Saxomat 17

Fuller − Fuller-Klaue 305

General Motors − Hydramatic 18

Getrag − Getrag 217 169, 497 − Getrag 247 173, 501 − Getrag 285 168, 493 − Getrag 286 168, 490 − Getrag 431 173, 499 − Getrag 466 170, 498, 568 − 4-Gang-Getriebe 167 − PTU735 567 − Twinster PTO 578

Getrag Ford Transmissions − MT82 424

696 Firmen-/Getriebeverzeichnis

Honda − Hondamatik 183 − SH-AWD 576

Hunger − Hunger 1019 R1/8" Form A,

Getriebeentlüftung 461 Hyundai − Santa Fe 578

Land Rover − Discovery 575 − Terrain Response 575

LuK − SAC 386 − Turbinentorsionsdämpfer 24

Magna Powertrain − MP-2223G 573 − MP-2624-ITC 575 − MP-3010G-ATC 574

MAN − Common Rail Motor D20 480 − PriTarder-Bremssystem 480

Maybach − Maybach-Überholklaue 305

Mercedes-Benz − 4matic 578 − Achsgetriebe HL 2/11 558 − Außenkonus-Synchronisierung,

System Mercedes-Benz 339 − Autotronic 454, 521 − FSG 300-6 168, 495 − Portalachse AU 2/2S-2,6

(Unimog 407) 559 − PowerShift 210, 535 − PowerShift G241-16K 212, 537 − SLK 307 − Sprintshift 210, 535 − Telligent EAS 210, 535 − Verteilergetriebe VG 150

(G-Modell) 573 − W 124 (Bj. 1988) Kegelradachs-

antrieb 556

− W5A 030 346, 508 − W5A 180 183, 515 − W5A 330, 580, 900 179, 510 − W7A 700 181, 511 − Zweigangachse HL5/2Z-10 558

Mitsubishi − Evo 8 578

Opel − F28-6 168, 492 − Hinterachsdifferential 561 − Kadett D (Bj. 1984) Stirnradachs-

antrieb 555 − Vectra 4x4 578

Peugeot − 404 Schneckenradachsantrieb 225,

557 Porsche − 911 Achsantrieb 556 − Carrera 4 578 − Cayenne 578 − Porsche-Synchronisierung 343

Renault − Scenic 4x4 578

Renk − Doromat 422

Scania − Opticruise 210, 535

Smart − Getriebe 499

Spicer − Getriebe SST-10 SA 344 − Spicer-Synchronisierung 340

Sundstrand − Responder 20

Thyssen Henschel − Transrapid 40

Tompson − Tompson-Synchronisierung 340

Firmen-/Getriebeverzeichnis 697

Toyota/Lexus − P310 186, 517

Valeo Transmissions − SAT 386

Van Doorne − Variomatic 18, 224

Voith − Aquatarder 479

Volvo − Geartronic 210, 535 − I-Shift 210, 535

VW − 4Motion 570 − DSG 174, 395, 503 − Golf III, Schalteinrichtung 307 − Golf Syncro 578 − HAA350 571 − MQ350-6 570 − MQ-Getriebe 167, 486 − Transporter Syncro 578 − VAA350 570 − Wandlerschaltkupplungsgetriebe,

Bj. 1967 171 ZF − 16 S 151 459 − 16 S 221 198, 204, 530, 544 − 4 HP 14 178 − 6 HP 19, 26, 32 512 − 6 HP 19A 569 − 6 HP 26 181, 184, 371, 432, 448 − 6 HP 602 C 217, 550 − 6 S 380 VO 536 − 7 DCT 50 174, 506 − 9 S 109 204, 529 − Aktivgetriebe 184 − AS-Tronic 210, 345, 535, 584 − AS-Tronic 12 AS 2740 TO 546 − AS-Tronic 16 AS 2230 TD 213,

539 − Außenplanetenachse 560 − AVS (Automatische Vorwahl-

schaltung) 20 − Eccom 222, 553

− EE Drive 1 220, 552 − eTronic 6 AS 380 211, 536 − S 5-31 167, 488 − S 6-66 194, 527 − TC-Tronic 12 TC 2740 215, 546 − Transmatic WSK 400 + 16 S 221

214, 544 − Wandlerschaltkupplung TC2 546 − Allsynchron-Getriebe 17 − Aphon-Getriebe 17 − Ecotronic CFT 30 189, 455, 523 − ZF-Klaue 305 − Soden-Getriebe 16 − Splitgruppe GV 66 528

ZF-Sachs − Einscheiben-Trockenkupplung

378, 379 − Kupplungsausrücker 385 − MF2/228 391 − Trilok-Wandler 411 − XTend 386 − Zwei-Dämpfer-Wandler 24, 418

Namenverzeichnis

Nachfolgend sind Namen von Personen aufgeführt, die im Buchtext genannt wer-den. Namen von Personen aus den Tabellen 1.2 bis 1.7 „Geschichte der Fahrzeug-getriebe“ sind hier nicht aufgeführt.

Altmann 231 Aristoteles 423 Beitz 616 Benz 16 Bodmer 16 Boole 659 Buxbaum 664 Castigliano 298 Cugnot 8 da Vinci 7, 21 de la Hire 21 Dewey 484 Dudeck 6 Euler 21, 399 Evans 14 Förster 29, 371 Föttinger 23, 397 Griffith 14 Helling 30 Kamm 152 Kluge 23 Koch 28 Lepelletier 181, 512 Markov 651 Maybach 17 Miner 259, 297 Mohr 298

Müller 55 Pahl 620 Palmgren 259, 297 Pecqueur 14 Polak 216 Reuleaux 21 Rieseler 18 Rühl 294 Saalschütz 21 Selden 16 Simpson 161 Spannhake 23 Stribeck 336, 434 Trevithick 14 TRILOK-Forschergemeinschaft 404 Ubbelohde 441 van Santen 23 Watt 14 Weber XVII Willis 21 Wilson 161 Wolf 55

Sachverzeichnis

A-, B- und C-Analyse 655 Abgasgrenzwerte 136 Abnahmeprüfung 472 Abregelbereich 111, 123 Abstimmung 589, 594 Abtriebskonstante 172, 195, 499, 504 ACEA (Vereinigung der europäische

Fahrzeughersteller) 131 Achsabstand 60, 248 Achsgetriebe 224, 554, 557 Adaptionsfunktionen 364, 595 Additive 439 Add-On-Komponenten 536 Add-On-System 171, 209 Aktuator Siehe Stellglied Akustiksimulation 600 Allradantrieb 142, 147, 236, 566 − Generationen 150 − Konzepte 151 − differentialgesteuert 149, 568 − kupplungsgesteuert 149, 570

Aluminiumlegierungen 458 AMT Siehe Automatisierte Schalt-

getriebe Änderungsmanagement 614 Anfahrelemente 51, 374 Anfahrkupplung 51, 348 Anfahrschwäche 125 Anfahrübersetzung 105 Anfahrvorgang − AMT 588 − idealisiert 375

Anfahrwandlung 104 Anforderungsliste 608, 620 Anforderungsprofil 51 Anhängerbetrieb 105 Anlaufscheiben 432 Anpressdruck 520 Anpressplatte 383 Ansoff-Diagramm 611 Antiwear-(AW-)Additiv 437

Antriebsaggregate 85 Antriebskonstante 166, 193 Antriebskonzepte − Allrad 151 − Nkw 145 − Pkw 142

Antriebsstrangübersetzung 101 Applikation Siehe Abstimmung Arbeitsvorbereitung 634 Arretierung, Gang 306, 491 Asynchronmaschine (ASM) 92, 552 AT Siehe Automatgetriebe ATF-Öle Siehe Automatic

Transmission Fluid ATZ-Bewertung 273, 349 Aufbautechnologie 583 Aufladung 95 Aufspannung 628 Ausfallfreie Zeit 645 Ausfallhäufigkeit 641 Ausfallrate 642, 645 Ausfallrisiko 642 Ausfallwahrscheinlichkeit 255, 641,

645 Ausgleichsgetriebe 230, 232 Auslegungsgeschwindigkeit 106 Auslegungskollektiv 281 Auspuff-Drosselklappe 123, 475 Ausrollschaltung 309, 351 Außenplanetenachse 560 Außenzahnradpumpe 450 Äußere Schaltung 306, 309 Automatgetriebe (AT) 2, 18, 69, 164,

175, 216, 446, 472, 508, 548, 592 Automatgetriebe in Vorgelegebauweise

515 Automatic Transmission Fluid (ATF)

348, 401, 428, 446 Automatisierte Schaltgetriebe (AMT)

2, 69, 164, 170, 208, 311, 499, 535, 583

700 Sachverzeichnis

B10-Lebensdauer 59, 255, 655 Badewannenkurve 643 Balkenbiegung 288 Bandbremse 176, 182, 346, 509, 515 Basisinnovationen 7 Batterie 90 Bauart 152 Bauform 152 Beanspruchung 253, 640 Bedienungserleichterungen 17, 26 Beharrungsbremsung 120, 473 Belagfederung 380 Belaglamellen 364 Belastung 252 Belastungsausgleich 205, 533 Belastungsgrenzen, Kupplungen 390 BEM Siehe Boundary-Elemente-

Methode Berechnungsmethodik 598 Bereichsgruppe Siehe Rangegruppe Berggang-Getriebe 194, 527 Beschleunigungsvermögen 105, 118 Beschleunigungswiderstand 80 Betriebsfestigkeit 251, 296 Beugewinkel 205 Beveloidverzahnung 570 Biegeschwingungen 283 Biegesteifigkeit 278 Biegewinkel, Wellen 282, 298 Blechteilbearbeitung 632 Blindleistung 161 Blitz-Temperatur-Methode 247 Blockschaltbild 656 Boolesche Theorie 659 Boosten 92 Boosterpumpe 456 Boundary-Elemente-Methode 600 Bremskraft 121 Brennstoffzelle 86, 87, 218 BSB Siehe Blockschaltbild Bx-Lebensdauer 647, 655, 657 CAE-Methoden 596 Calibration (engl.) Siehe Abstimmung CAN-Datenbus Siehe Datenbus CARB (California Air Resources

Board) 137 Carbon-Beläge 380, 501 CARLOS-Kollektiv 259 CARLOS-PTA-Streckenmix 57

CFD Siehe Computational Fluid Dynamics

Charakteristische Lebensdauer, Weibull 645, 646

Chemischer Schutzfilm 242, 437 Clean Bearings 429, 489 Clonk 269 Computational Fluid Dynamics 600 Continuous Variable Transmission

(CVT) Siehe Stufenlosgetriebe Crawler 105, 203, 529 CVT Siehe Stufenlosgetriebe Dämpfer Siehe Torsionsdämpfer Datenbus 210, 543, 582 Dauerbremse 475 Dauererprobung 663 Dauerfestigkeit 255 Dauerschlupf 351 DCT Siehe Doppelkupplungsgetriebe Design of Experiments 614 Detergent/Dispergent-(D/D-)Additiv

439 Diagnose 137, 582, 590 Dichte − ATF-Öl 401 − Kraftstoff 98 − Luft 77

Dichtefunktion 641, 645 Dichtmassen 465 Dichtungen 464 Diesel-Generator-Satz 217 Dieselmotor 95 Differentialgetriebe 230, 561 Differentialsperren 232 Direktgang 195, 527 DoE Siehe Design of Experiments Doppelkupplung 175, 393 − Bauweisen 395 − nasslaufend 394, 504, 507 − trockenlaufend 394

Doppelkupplungsgetriebe (DCT) 2, 18, 69, 164, 173, 503, 593

Doppelkupplungsgetriebe, handschalt-bar 508

Doppel-Overdrive-Getriebe 169 Doppelverwendung, Zahnräder 169,

493, 495 Down-Sizing 95 Drehmassenzuschlagfaktor 80, 128 Drehmoment, Definition 54

Sachverzeichnis 701

Drehmomentfühler 520 Drehmomentwandler Siehe Trilok-

Wandler Drehmomentwandlung 53, 101, 124 Drehrichtung, Definition 53 Drehschwingungen 138, 268 Drehschwingungsdämpfer

Siehe Torsionsdämpfer Drehstrommotor 92 Drehungleichförmigkeit 138, 268, 278,

381, 417, 419, 669 Drehwellenfernschaltung 530 Drehzahl-Drehmoment-Wandler 50 Drehzahldrückung 403 Drehzahlelastizität, Motor 96 Drehzahlverhältnis 400 Drehzahlwandler Siehe Anfahrelemente Drehzahlwandlung 53, 101, 124 Dreifachlagerung Siehe Mehrfach-

lagerung Drei-Leitungs-Wandler 393, 413, 415,

510 Dreiwellengetriebe 168, 493 Driveability 603 Drosselklappenkennfeld 97 Druckbereich 448 Druckgießen 627 Druckkamm-Technik 532 Druckölfilter 548 Druckpunkt 322 Druckregelung 446 Durchbiegung, Wellen 282, 298 Durchflussmessung 131 Dynamische Fahrsimulation 605 ECE City-Fahrzyklus 131 ECU, Engine Control Unit 210 Effektiver Mitteldruck 99 Eigenfrequenz 417 Eingriffsstöße 267 Einheitsgetriebe 16 Einkonus-Synchronisierung 313, 318 Einkuppelstoß 281 Einsatzhärten 625 Einspritzschmierung 448, 507 Einstufenversuch 254 Elasto-hydrodynamischer Schmierfilm

(EHD) 242, 437 Elektrische Achse 519 Elektrische Antriebe 72

Elektrische Schaltung Siehe Shift-by-wire

Elektroantrieb 87 Elektro-hydraulische Getriebesteuerung

177, 508, 513, 543 Elektromagnetische Verträglichkeit

(EMV) 583 Elektromagnetischer Retarder 481 Elektronisches Getriebesteuergerät

(TCU) 171, 210, 505, 542, 580, 586 Elektro-pneumatische Schaltung 539 Emissionen 135 Endantriebe 223, 554 Endübersetzung 102, 109, 225 Energiedichte 85 Energiespeicher 85, 90 Energieträger 85 Entlüftung 459, 508 Entwicklung, Definition 615 Entwicklungsablauf 608, 614 Entwicklungsdauer, Getriebe 46 Entwicklungsziele 4 EoL, End of Line 473 Erkenntnistransfer 613 Ermüdungsausfälle 643 Erprobung 639, 661 Erprobungsprogramme 662 E-Schaltung Siehe Shift-by-wire Eulersche Turbinengleichung 399 EURO-Grenzwertstufen 136 Extreme Pressure-(EP-)Additiv 437,

439 Fading 388 Fahrbahnsteigung 79 Fahrleistungen 126 Fahrleistungsdiagramm 118 Fahrschalter 542 Fahrsimulation 602 Fahrstabilität 572 Fahrstrategie 589 Fahrumrichter 218 Fahrwiderstand 81, 117 Fahrzeugdauerbremsen Siehe Retarder Fahrzeugerprobung 664 Fahrzeuggetriebe, Definition 1, 47 Fahrzeuglängsdynamik 115 Fahrzyklus 132 Fehlerbaumanalyse (FTA) 656 Fehler-Möglichkeits- und Einfluss-

Analyse (FMEA) 656

702 Sachverzeichnis

Fehlerrate 635 Feinschneiden 633 FEM Siehe Finite-Elemente-Methode Fernschaltung 191 Fertigungsplanung 634 Fertigungssysteme 628 Fertigungstechnik 623 Fest-Loslagerung 423, 493 Filter 506, 513 Filter-Rückhaltegrad 448 Finite-Elemente-Methode 598 Flächendichtungen 464 Flankenpressung 246 Flanschdichtungen 464 Flexplate 412 Flexray-Datenbus 582 Fliehkraftregler 509 Fliehölkompensation Siehe Rotations-

druckausgleich Flottenverbrauch 131 Flottenversuche 664 Flügelzellenpumpe 453, 523 Flüssigkeitsreibung 436 FMEA Siehe Fehler-Möglichkeits- und

Einfluss-Analyse Fördervolumen 450 Formoptimierung Siehe Shape-

optimierung Formparameter, Weibull 645, 646 Forschung, Definition 615 Föttinger-Wandler 23 Freigabestufen (-system) 612 Freilauf 178, 308, 349, 405, 413 Freilaufschaltung 349 Frequenzanalyse 274 Fressen (Verschleiß) 242 Fresstragfähigkeit 444 Frictionmodifier 439 Front mounted, Achsgetriebe 228 Frontantrieb 142 − Frontlängs-Allradantrieb 164 − Frontlängs-Antrieb 164 − Frontlängs-Anwendung 498 − Frontquer-Antrieb 164

Frühausfälle 643 FTA Siehe Fehlerbaumanalyse FTP75-Fahrzyklus 133 Fülldruck 412 Funktionsblockdiagramm 653 Funktionserprobung 663

Gang − Abstufung, geometrisch 111, 197 − Abstufung, progressiv 111 − Anzahl 110 − Übersetzung 110 − Wechsel 305

Gangauslegung − Höchstgeschwindigkeitsoptimal

106 − Überdrehend 107 − Unterdrehend 108

Gangsteller Siehe Stellglieder Gaspedalstellung 97, 125 Geared-Neutral 190, 554 Gefällekraft 79 Gehäusegestaltung 599 Gehäuserippen 278, 458 Geländegang 573, 575 Gelenkwelle 205 Generator 218 Geodätische Fahrsimulation 605 Geometrische Gangabstufung 111, 197 Geräusche Siehe Getriebegeräusche Geräuschemission 266 Geräuschminderungsmaßnahmen 276 Geräuschpfadanalyse 272 Geregelte Wandlerüberbrückungs-

kupplung (GWK) Siehe Wandler-überbrückungskupplung

Gerotorpumpe 453, 515 Gesamtübersetzung 102 Geschichte der Fahrzeuggetriebe 7 Geschwindigkeits-Drehzahl-Diagramm

103, 111 Gestalten, Definition 615 Gestängebetätigung 307 Getriebeabstufung 109 Getriebebremse 211, 538, 540, 584 Getriebeentlüftungen 461 Getriebegehäuse 457 Getriebegeräusche 66, 266 Getriebehersteller 46 Getriebekosten 64 Getriebemasse 62 Getriebeöl Siehe Öl Getriebeplan 111 Getriebespreizung 102, 116 Getriebesteller 209, 536, 542, 585 Getriebesteuerung Siehe Elektro-

hydraulische Getriebesteuerung Getriebeverluste 25, 66

Sachverzeichnis 703

Gewichtskosten 65 Giermoment 577 Gießverfahren 627 Gleichspannungszwischenkreis 218 Gleichstrommotor 92 Gleitlager 432 Graufleckigkeit 241 Grenzmusterbetrachtung 595 Grenzreibung 336, 436 Grenzschicht 336, 437 Grenztemperatur 390 Grenzwertstufen 136 Grübchenbildung 240 Gruppengetriebe 191, 195, 500 Gussteile 627 Güterverkehr 38 GVW, Gross Vehicle Weight 57 Gyrospeicher 90 Haftgrenze 152 Haftreibungszahl 75 Haken, Synchronisierungen 321 Haldex-Kupplung 571 Handschaltgetriebe (MT) 2, 16, 69,

164, 165, 193, 486, 527 Hardware in the Loop (HiL) 591, 603 Hartbearbeitung 625 Härten 625 Härteverzug 629 Hauptfunktionen, Fahrzeuggetriebe 51 Hauptgetriebe 101 Heckantrieb 142 − Hecklängs-Antrieb 164 − Heckquer-Antrieb 164

Heliumlecktest 473 Hertzsche Gleichung 246 Hertzsche Pressung 240 High (Schnell) 198 HiL Siehe Hardware in the Loop Hochschaltkratzen, Synchronisierungen

322 Höchstgeschwindigkeit 106, 127 Hochverzahnung 205 Höhenmessung 607 Hot-Spots 353 H-Schaltung 532 Hump-Effekt 150, 233, 566 Hybridantrieb (Hybrid) 2, 69, 89, 164,

183, 217, 516, 552, 606 − Leistungsverzweigung 93, 185 − Parallel 93, 183, 516

− Seriell 93, 217, 218 Hybridklassen 92 Hydraulikeinheit 177, 446, 455, 502,

504 Hydrodynamik 434 Hydrodynamische Kupplung 397

− Kennlinien 401 Hydrodynamische Strömungsbremse

397 Hydrodynamischer Drehmoment-

wandler 23, 123, 125, 177, 214, 216, 397 − Kennlinien 403 − Komponenten 398, 411 − Wandlerparabeln 124, 408 − Wandlerversuchsdiagramm 124,

408 Hydrodynamischer Retarder Siehe

Retarder Hydrostateinheit 221, 554 Hydrostatische Stufenlosgetriebe 221 Hypoidantrieb 224, 554 Hypoidöl 225 Industriegetriebe 4 Informationsvernetzung 579 In-Line-Getriebe 169, 172, 329, 488 Innenzahnradpumpe 452, 507 Innere Schaltung 172, 305, 308, 541 Integral-Temperatur-Methode 247, 444 Just-in-Time 38 Kaltfressen 242 Kammscher Kreis 152 Kastengehäuse 457 Kavitation 412, 455 Kegelraddifferential 225, 231, 487, 561 Kegelrollenlager 424, 486 Kennungswandler 50, 100 Kennwert − Achsabstand 60 − Getriebekosten 64 − Getriebemasse 62

Kerbspannungen 292 Kerbstellen 281 Keylocksysteme 310, 592 Klappern, Getriebegeräusche 268, 491 Klassendurchgangsverfahren 256, 281 Klassierverfahren 256

704 Sachverzeichnis

Klauenformen 305 Klauengetriebe 191, 211, 305 Klauenschaltung 540 Klemmkörper 309 Kolbenabdichtung 363 Kolbenringe Siehe Rechteckringe Komponentenerprobung 662 Konstantdrossel 476 Konstante 528 Konstruktion, Definition 615 Kontinuierlicher Verbesserungsprozess

(KVP) 613, 635 Konuswinkel 317 Koppelgetriebe 160 Körperschall 271 Kraftschluss 75 Kraftschlussgrenze 50, 104 Kraftstoffverbrauch 98, 128, 136 − Kennfeld 98

Kriechgang 105 Kritische Drehzahl 283 Kritischer Querschnitt 291 Kühlkreislauf, Retarder 479 Kühlöl 362, 396, 416 Kulisse 309 Kupplung, Übertragungsfähigkeit 355 Kupplungen − normally closed 394 − normally open 394

Kupplungsausrücker 385 Kupplungsausrücklager 487 Kupplungsautomatisierung 209 Kupplungsbeläge 380 Kupplungsbereich, Drehmoment-

wandler 125, 404 Kupplungsbetätigung 384 Kupplungsdruckplatte 382 Kupplungsglocke 490 Kupplungskennlinie 383 Kupplungsleistung 176 Kupplungspunkt, Drehmomentwandler

125, 403 Kupplungsregelung 587 Kupplungsscheibe 378 Kupplungssteller 209, 536, 542, 586 Kurzzeitfestigkeit 255 KVP Siehe Kontinuierlicher

Verbesserungsprozess Lager 423, 435 Lagerbelastung 426

Lagerbuchsen 432 Lagergeräusche 270 Lagerluft 499 Lagerreaktionen 288 Lagerschäden 429 Lagerung − angestellt 423 − statisch bestimmt 285

Lamellenbremse 176, 303, 346, 509 Lamellenkupplung 303, 346, 391, 416,

510 − Auslegung 352 − Double-Sided-Plates DSP 365 − Single-Sided-Plates SSP 365 − Tribologisches System 347

Lamellenschäden 352 Lange Achse 108 Längsdifferential 230 Laschenkette Siehe Zuggliederkette Lastenheft 52, 608, 620 Lastkollektiv 56, 243, 256, 661, 664 Lastschaltgetriebe 157, 308, 346 Lastschaltung 157, 349, 393 Lastzyklen 297 Laufgrad 231 Lean Production 635 Lebensdauer 59, 252, 641 Lebensdauerabschätzung 254 Lebensdauerformel, Wälzlager 426 Lebensdauerlinie 254 Lebensdauerschmierung 435, 443 Lebensdauerstrecke 265 Lebensdauerversuch 641 Lebensdauervorhersage 603 Leckage 472 Leerlaufdröhnen 271 Leichtmetall-Druckguss 457 Leistungsangebot 95, 107 Leistungsbedarf 81, 107 Leistungshyperbel 134 Leistungskopplung 605 Leistungsverzweigung 177, 186, 190,

205, 221, 419, 553 Leitrad 397 Lepelletier-Radsatz 181, 512, 515 Lessons Learned 613 LEV (Low-Emission-Vehicle) 137 Life-Cycle-Kosten 209 Losrad 313 Losradlager 431 Lösungsprinzipien, Bewertung 161

Sachverzeichnis 705

Low (Langsam) 198 Low Force-Synchronisierung 535 Lüftcharakteristik, Synchronisierung

322 Lüfterverluste, Retarder 479 Luftschall 271 Lüftspiel, Lamellenkupplungen 351 Luftwiderstand 77 Magnesiumlegierungen 458 Makropitting 240 Markov-Modell 651 Markov-Matrix 257 Markteigenheiten 69 Maschinenfähigkeit 636 Maschinenfähigkeitsuntersuchung

(MFU) 636 Massenträgheitsmomente 327 MDS Siehe Mikrowellen-Doppler-

Sensor Mechanische Dämpferkonzepte Siehe

Torsionsdämpfer Mechatronik 504, 512, 513, 583 Mehrfachlagerung 423, 457, 498, 502,

706 Mehrkörpersystem-Simulation 600 Mehrscheibenkupplungen 390 Membranfeder 382 Meridianquerschnitt, Wandler 414 Metallsickendichtungen 465 Methodisches Konstruieren 614 Mikro-Hybrid 92 Mikropitting 241 Mikrowellen-Doppler-Sensor 607 MIL, Mal Function Indication Lamp

136 Mild-Hybrid 92 Mischreibung 243, 336, 436 Missbrauch, Schaltelemente 345, 369 Missbrauchstest 664 Mitnahmeverzahnung 355, 362 Mittelgetriebe 227, 557 Mittendifferential 499 Mittlerer Reibradius 392 MKS Siehe Mehrkörpersystem-

Simulation Mobilität 30 Modalanalyse 278 Momentanwertzählverfahren 257 Momentenelastizität, Motor 96 Momentenverhältnis 400

Mondsichelpumpe 452 Monostabiler Wählhebel 312 Montagehilfswerkzeuge 473 Monte-Carlo-Methode 651 Morphologischer Kasten 621 Motorbremse 475 Motorbremskraft 120 Motoreingriff 351, 588 Motorisierungsgrad 33 Motorkennfeld 95, 99, 116 Motorschwingungen Siehe Dreh-

ungleichförmigkeit Motorspreizung 97, 116 Motor-Start-Stopp-Automatik 92, 183,

456 Motorungleichförmigkeit Siehe

Drehungleichförmigkeit MT Siehe Handschaltgetriebe Muscheldiagramm 98, 116 Nabengetriebe 228, 557 Nachschaltgruppe 101 Nadelkränze 431 Nadellager 493 Nasslaufende Anfahrkupplung 393 Nasslaufende Doppelkupplung 394 Nasslaufende Kupplungen 391 Nebenabtrieb 236, 543 − kupplungsabhängig 236 − motorabhängig 237

NEFZ2000-Fahrzyklus 131, 133 Neutral Idle 271 Nkw, Definition 42, 48 Nkw-Getriebe 191, 525 Nominelle Lebensdauer, Lager 426 Normalverteilung 636, 644 Notentriegelung 310 Notfahrfunktion 590 Notlaufeigenschaften 432 Nutring 470 Nutung, Reibbeläge 337, 361 OBD Siehe On-Board-Diagnose Oberleitung 218 OEM (Original Equipment

Manufacturer) 72 Öl 357, 363, 428, 435, 439, 446, 448 Ölalterung 443 Ölfilter 448 Ölkühler 504 Ölkühlung 448

706 Sachverzeichnis

Ölmenge 447 Ölpumpen 270, 412, 448, 506, 510,

521, 528 − Einteilung 449 − off-axis 507, 550

Öltemperatur 439, 449 Ölversorgung 446 Ölwanne 447, 513 On-Board-Diagnose 136 Ordnung, Verbrennungsmotor 138, 669 Ordnungsanalyse 275 O-Ring 464 Ottomotor 95 Overdrive 17, 109 Overdrive-Getriebe 194 Parametererregte Schwingungen 267 Parameteroptimierung 599 Parksperre 368, 510 Parksperrenerprobung 372 Partikelemission 136 Passungen, Getriebelagerung 430 PEP Siehe Produktentstehungsprozess Permanenterregte Drehstromsynchron-

maschine (PSM) 91, 516, 517 Pilotfahrt 604 Pilotlagerung 426, 431 Pkw, Definition 42, 48 Pkw-Getriebe 164, 484 Planetengetriebe 159, 176 Planungshorizont 4 Portalachse 229, 559 Pourpoint 442 Power-Take-Off (PTO) 543, 567, 570 Powertrain Bending 279 Powertrain-Matching 103, 115 Pressungsverteilung, Dichtfuge 467 Primärretarder 477, 545 Produktentstehungsprozess (PEP) 608,

635 Produktionssystem 634 Produktionszahlen 43, 44 Produktlebensphasen 609 Produktplanung 611 Progressive Gangabstufung 111 Proportionalitätsfaktor, Wandler 401 Prototypgetriebe 613 Prototyp-Prüfstandsversuche 663 Prozessfähigkeit 636 Prozessfähigkeitsuntersuchung (PFU)

637

Prozesskette 623 Prozesslenkung 635 Prüfprogramm 254 Prüfstände 665 PTO Siehe Power-Take-Off Pulsation, Ölpumpen 455 Pumpen Siehe Ölpumpen Pumpenparabel 125 Pumpenversuchsdrehzahl 124 Pumpenversuchsmoment 124 Qualitative Zuverlässigkeitsanalyse 654 Qualitätskennzahlen 636 Qualitätssicherung 635, 640, 643 Quality Gates 612 Quantitative Zuverlässigkeitsanalyse

656 Querdifferential 230 Querdynamik 151 Querspantfläche 77 Rad, Großrad 54 Radhalbmesser 75 Radialkolbenpumpe 454, 523, 525 Radial-Wellendichtringe 468 Radnabenantrieb 218 Radwiderstand 73 Raffertest 661 Raffung 254 Rainflowverfahren 257, 281 Rangegruppe 197, 529 Rasseln, Getriebegeräusche 268 Rastenscheibe 370 Ratschen, Synchronisierungen 322 Räumen, Fertigungsverfahren 630 Ravigneaux-Radsatz 176, 508, 511, 512 Reaktionsschicht 336, 437 Rechteckringe 469 Reduktionsstufe Siehe Geländegang Redundanzgrad 650 Reduziergetriebe 518 Reformierung, Wasserstoff 88 Regelbereich, Stufenlosgetriebe 114 Regelkennlinie 134 Reibarbeit 330, 356 Reibbeläge 331, 360, 379 Reibpaarungen 331, 337, 357 Reibschwingungen 351, 357, 367, 379 Reibungskoeffizient, Trockenkupplung

388 Reibwert 336, 357

Sachverzeichnis 707

Reibwert-Verlauf (Stribeck-Kurve) 434 Reifegraddefinition 612 Reifengrößen 76 Rekuperation, Hybrid 92, 183, 220 Relativ-Palmgren-Miner-Regel 262 Resonanzfrequenzen 278 Retarder 217, 397, 402, 476 Retarder-Bremsmoment 545 Riefenbildung 242 Rillenkugellager 424, 489 Rillierung, Synchronisierungen 337 Ritzel, Kleinrad 54 Robustness Methode 614 Rollenhülsen/-büchsen 424 Rollenkränze 431 Rollenlager 493 Rollenprüfstand 131 Rollwiderstand 73 Rollwiderstandsbeiwert 75, 120 Roostercomb Siehe Rastenscheibe Rotationsdruckausgleich 363 Rücklaufrad 169, 497 Rücklaufrolle 493 Rückwärtsgang 163, 493 Rupfen, Kupplung 379 Rußpartikel 135 Sägezahndiagramm 111, 112 Sammelgetriebe 420 Saugstromaufladung, Ölpumpe 456 Scan Tool 137 Schadensakkumulation 254 Schadensakkumulationshypothese 259,

297 Schadenssumme 259 Schädigungstheorie 254 Schadstoffemissionen 135 Schaltablauf AT, DCT 349, 595 Schaltablaufsteuerung 588 Schaltarbeit 390 Schaltdruck 446 Schalteinrichtungen 302 Schaltelemente 303, 304, 489 Schaltfinger 305, 497, 539 Schaltgabel 306, 489, 498, 527 Schaltgabelsatz 502 Schaltgasse 305, 309, 489, 533 Schaltgeräusche 270, 322 Schaltkomfort 321, 349 Schaltkraft 317 Schaltkupplung 346, 545

Schaltmuffe 305, 539 Schaltqualität 349, 595 Schaltrucken 114 Schaltschwinge 306, 489, 498, 527, 539 Schaltstange 305, 489, 541 Schaltstrategie 171, 595 Schaltung, direkt 191 Schaltung, indirekt 191 Schaltvorgang MT, AMT, DCT 314,

537, 588 Schaltwalze 172, 500 Schaltweg 318 Schaltwelle 489, 497, 539 Schaltzeit 506 Schaltzeitpunkt 589 Schaltzustände 307 Schaltzylinder 531, 541, 584 Schiebemuffe Siehe Schaltmuffe Schieberäder 305 Schieberadgetriebe 16 Schleifen, Fertigungsverfahren 631 Schleppmoment 85, 366, 496 Schlepppumpe 456 Schluckvolumen, Ölpumpe 450 Schlupf − Anfahrelement 375 − Antriebsräder 75

Schlupfgeregelte Lamellenkupplung 351

Schmierdruck 447 Schmierfilm Siehe Elasto-

hydrodynamischer Schmierfilm Schmiernuten, Gleitlager 432 Schmieröl Siehe Öl Schmierung 434 Schmutzgeschützte Lager 429 Schneckenradachsantrieb 225 Schneckenraddifferential 231, 563 Schnellgang-Getriebe 109, 194 Schongang 109 Schrägkugellager 424, 489 Schubbetrieb 121 Schubfreilauf 545 Schubgliederband 18, 522 Schwachstellenanalyse 614 Schwimmende Lagerung 423 Schwingungsentkoppelung

Siehe Torsionsdämpfer Schwingungsprobleme 138, 282 Schwingungssimulation 600 Schwingungsverhalten 667

708 Sachverzeichnis

Schwungrad 90, 387 Scuffing Siehe Warmfressen Seilzugbetätigung 307, 310 Sekundärretarder 477, 481 Selbstsperrdifferential 562 Sensitivitätsuntersuchungen 598 Sensorsysteme 581 Shapeoptimierung 599 Shift-by-wire 311, 371, 537, 543 Shiftlocksystem 310, 592 Shudder Siehe Reibschwingungen Sichelpumpe 506 Sicherheitsanforderungsstufe (SIL) 582 Sicherheitskonzept 582 Sicherheitsschaltung 581 Signalaufbereitung 581 SiL Siehe Software in the Loop Simpson-Planetenradsatz 161 Simulation 597, 667 Sinterbeläge 354, 380 Software, Getriebesteuerung 590 Software in the Loop (SiL) 591, 603 SOP Siehe Start of Production Spannungsverhältnis, Einstufenversuch

254 Sperrdifferential 232, 233, 561 Sperrklinke 368 Sperrverzahnung 335 Sperrwert 233 Spezifische Leistung 4, 103 SPICE-Modell 592 Splitgruppe 197, 527 Spontaneität, Schaltablauf 595 Sportgetriebe 109 Standardantrieb 142, 164 Standardisierung 635 Stand-Getriebe, Planetengetriebe 159 Start of Production (SOP) 612 Statistische Prozesslenkung (SPC) 635 Steckwellenlagerung 431 Steigungsprofil 606 Steigungswiderstand 79 Steigvermögen 105, 118, 127 Stellglieder 209, 499, 501, 506, 580 − Elektro-hydraulisch 210 − Elektro-mechanisch 172, 210, 211,

536 − Elektro-pneumatisch 210

Steuerdruck, Retarder 477 Stirnradachsantrieb 224 Stirnraddifferential 231, 565

Stockpunkt, Öl 442 Straßenfahrzeuge, Einteilung 32 Strategiemanagement 611 Streckendatenerfassung 606 Stribeck-Kurve 336, 434 Stufe, Definition Getriebestufe 155 Stufenlosgetriebe (CVT) 2, 18, 69, 114,

134, 158, 164, 187, 188, 220, 519, 553, 594

Stufensprung 109, 113 Stützlagerung 423 Summenhäufigkeit 642 Summiergetriebe 186, 517 Supercap 90 Switched Reluctance Machine (SRM)

92 Synchrongetriebe 191, 305 Synchronisierung 312, 322, 486, 527 Synchronisiervorgang 318 Synchronmaschine 92 Syntheseöl 439 Systemanalyse 652 Systemzuverlässigkeit 652 Tachoantrieb 487, 528 Taumeln, Lamellen 367 TCU Siehe Elektronisches Getriebe-

steuergerät Thermische Beanspruchung 323, 353 Thermodynamiksimulation 600 Tier 1-Zulieferer 72 Tilger 139 ToD Siehe Torque-on-Demand Toleranzgrenzen 637 Top mounted, Achsgetriebe 228 Topfgehäuse 457, 490, 528 Topologieoptimierung 599 Toroidgetriebe 188 Torque-Fuse 522 Torque-on-Demand (ToD) 235, 574 Torque-Vectoring 150, 235, 576 TORSEN-Differential 149, 170, 231,

499, 563, 568 Torsionsdämpfer (TD) 139, 177, 269,

381, 393, 417, 418 Torsionsdämpferkennlinie 381 Torsionsschwingungen 138, 283 Torsionsschwingungsdämpfer Siehe

Torsionsdämpfer Traganteil, Lagerbuchse 434 Trägheitsmassen 417

Sachverzeichnis 709

Traktorgetriebe 553 Transaxle-Bauweise 144, 225 Transportkette 38 Transportkonzepte 40 Transportleistung 34 Transportmittel 36 Transversalflussmaschine (TFM) 92 Treibhauseffekt 136 Trends, Getriebe 67 Tribologie 336, 357 Tribologisches System 434 TRILOK-Wandler Siehe Hydro-

dynamischer Drehmomentwandler Trockenkupplung 377 − Auslegung 388

Trockensumpfschmierung 507 Troggehäuse 457 Turbinen-Torsionsdämpfer (TTD) 418,

512 Turboaufladung 95 Typ-Prüfung, Emissionen 136 Ubbelohde-Diagramm 441 Überbrückungskupplung Siehe

Wandlerüberbrückungskupplung Überdeckungsgrad 205 Überlagerungsgetriebe 56 Überlebenswahrscheinlichkeit 642, 645 Überschneidungsschaltung 174, 350,

501 Überschussleistung 107, 118 Übersetzungsbereich 103 Übersetzungsdefinition 53, 102 Übersetzungswahl 104 Ultracap 90 Umlauf-Getriebe 159 Umschlingungsgetriebe Siehe Stufen-

losgetriebe Umwandlungshärten, Fertigungs-

verfahren 625 Undichtigkeit 472 Ungleichförmigkeitsgrad, Ölpumpe 455 Variantenmanagement 614 Variator, Stufenlosgetriebe 188, 519 Ventilgehäuse 512 Verbrauchssimulation 603 Verfügbarkeit, Zuverlässigkeit 650 Vergleichsspannung 294 Vergüten, Fertigungsverfahren 625 Verkehrsfluss-Simulation 602

Verkehrsleistung 34 Verkehrstechnik 34 Verlustleistungen 83, 177 Verschleiß 435 Verschleißausgleich 386 Verstellgeschwindigkeit, Stufenlos-

getriebe 114 Versuch Siehe Erprobung Versuchsfahrten 258 Versuchsstrecken 664 Verteilergetriebe 230, 235, 420, 566,

572 Verteilungsfunktion, Ausfallverhalten

641 Verweildauerzählung 257 Verzahnungsbearbeitung 629 Verzahnungsgesetz 21 Vielgang-Getriebe 200 Vierpunktlager 424 Viskokupplung 149, 565, 567 Viskosität 440 VI-Verbesserer 439 V-Modell, Software-Entwicklung 590 Voll-Hybrid 92 Volllastkennlinie 95 Vorgelegegetriebe 155, 159, 194, 280 Vorschaltgruppe 101 Vorseriengetriebe 613 Vorwählschaltung 16 Wählhebel 310 Wählkräfte 494 Wählvorgang 537 Wälzfräsen, Fertigungsverfahren 629 Wälzlager 424 Wälzleistung 176 Wandlerglocke 512 Wandlerhärte 407 Wandlerparabeln 124, 408 Wandlerschaltkupplungsgetriebe (WSK)

17, 19, 170, 214, 544 Wandlerüberbrückungskupplung (WK)

125, 180, 414, 510, 547 Wandlerversuchsdiagramm 124, 408 Wandlungsbereich 125, 404 Wannenantrieb, Hybrid 218 Wärmebehandlung, Fertigungsverfahren

625 Wärmedehnung, Lagerung 424 Wärmeflecken Siehe Hot-Spots Warmfressen 242

710 Sachverzeichnis

Waschprozesse, Fertigungsverfahren 625

Wasserfalldiagramm, Getriebegeräusche 274

Wasserstoff 89 Watchdog, TCU 581 Weibull-Verteilung 644 Weichbearbeitung, Fertigungsverfahren

625 Wellen 624 Wellenanordnung 280 Wellendurchmesser 295 Wellenwerkstoff 298 Wendesatz 522 Wertschöpfung 609, 635 Wilson-Getriebe 161 Windungsgetriebe 201 Wirbelstrombremse 481 Wirkungsgrad 25, 66, 82, 455 Wirkungsgradkennfeld 82 Wirkungsgradsimulation 600 Wöhlerlinie 254, 426 X-Ring 470 Zählverfahren, Lastkollektiv 256 Zahnbreite 250 Zahnbreite-Durchmesser-Verhältnis

249 Zahnbruch 240 Zähnezahlverhältnis 54 Zahnflanke 436 Zahnradberechnung 238 Zahnradpumpe 450 Zahnringpumpe 453 Zeitfestigkeit 255, 426 Zentralsynchronisierung 344 ZMS Siehe Zweimassenschwungrad Zufallsausfälle 643 Zuggliederkette 19, 519, 523 Zugkraftangebot 82, 104, 117 Zugkraftbedarf 81, 104, 117 Zugkraftdiagramm 50, 112, 117 − Automatgetriebe 124 − Ermittlung 119

Zugkrafthyperbel 49, 50, 112 Zugkraftunterbrechung 156, 302 Zuverlässigkeit 59, 639 − Definition 640

Zuverlässigkeitsanalyse 651 − qualitativ 654

− quantitativ 656 Zwei-Dämpfer-Wandler (ZDW) 418 Zwei-Leitungs-Wandler 393, 413, 416,

512 Zweimassenschwungrad (ZMS) 139,

269, 387, 417, 503 Zwei-Pedal-System 209, 536 Zweischeibenkupplung 391 Zwischengänge 109 Zylinderrollenlager 424, 489

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Fahrzeuggetriebe: Grundlagen, Auswahl, Auslegung und Konstruktion 2. Auflage