專利名稱：控制轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法
本申請是原案申請?zhí)枮?5102116.8、申請日為1995年2月23日、發(fā)明名稱為“控制轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法”的分案申請。
本發(fā)明涉及一種用于控制與驅(qū)動機組(大致為內(nèi)燃機)的從動裝置有效聯(lián)接在一起，并經(jīng)過從動軸與自動傳動裝置處于驅(qū)動連接狀態(tài)的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法。該系統(tǒng)具有一個液力轉(zhuǎn)矩變換器和一個與之并行設(shè)置的摩擦離合器、一個測試值探測系統(tǒng)和一個中央計算機單元，此處，摩擦離合器的加載力，和因此由該離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，在與中央計算機的共同作用下可有目的地改變。
此外，本發(fā)明還涉及一個為上述轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的液力轉(zhuǎn)矩變換器用的跨接離合器，此處，液力轉(zhuǎn)矩變換器具有一個泵輪、一個渦輪、一個導(dǎo)輪，以及一個對中于旋轉(zhuǎn)軸、與泵輪無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接并包圍著渦輪的變換器蓋，還具有一個置于變換器蓋和渦輪之間同心的環(huán)形活塞，其徑向外部設(shè)有一錐形離合器摩擦面，其徑向內(nèi)部則具有一個放在和渦輪無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接在一起的反向密封套筒之上的密封套筒。
用于控制轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的下列方法為眾所周知，即通過與變換器并行設(shè)置、并對其分接的摩擦離合器壓力室之間壓力差的隨動調(diào)整，而使由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩得到調(diào)節(jié)。
于是，在DE-OS3130871中，描述了與上述類型轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)有聯(lián)系的調(diào)整方法，在此法中，將測量驅(qū)動和從動裝置間出現(xiàn)的打滑值，與預(yù)定的打滑額定值比較，并對大致確定的差值進行反向調(diào)節(jié)。后者以這樣的方法進行改變摩擦離合器兩個壓力室的流體壓力介質(zhì)加載力之差值。這實際上相當(dāng)于以傳統(tǒng)的打滑調(diào)整為基礎(chǔ)的調(diào)整方法。
從US-PS5029087中，同樣，一種用于帶并行設(shè)置的摩擦離合器的變換器的調(diào)整方法也已為人知，在此法中，測量離合器上的打滑，與預(yù)先確定的額定打滑值比較，并按與確定的偏差間的依賴關(guān)系改變摩擦離合器兩個壓力室之間的壓力值。這里，同樣涉及到一個典型的打滑調(diào)整方法，在此法中對測得的與預(yù)先確定的打滑值之間的偏差進行反向調(diào)節(jié)。
從US-PS4577737中，一種影響上述類型轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法已為人熟知，在此法中，藉助轉(zhuǎn)矩傳感器直接測出通過液動力變換器的轉(zhuǎn)矩傳遞量，并確定轉(zhuǎn)矩傳遞量與驅(qū)動機工作狀態(tài)的依賴關(guān)系。分接了變換器的摩擦離合器的末端此時將調(diào)節(jié)到能保證所要求的轉(zhuǎn)矩傳遞量。
在這種控制方法中，由變換器傳遞的力矩，類似于自身調(diào)節(jié)的打滑，在其本身已經(jīng)過調(diào)節(jié)后，然后才可順其自然地測量并施加影響，在這種情況下，雖然這里是以由變換器傳遞的力矩來工作，但仍然相當(dāng)于打滑調(diào)整所使用的調(diào)整概念。
此類系統(tǒng)，隨動地對由上述類型轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的摩擦離合器所傳遞的轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生影響，在實踐中顯出不能、或至少不完全能令人滿意。
所以，在打滑調(diào)速中，只有當(dāng)打滑變化已被測出，也即已經(jīng)存在的時候，才能對打滑變化系統(tǒng)地起作用。這一事實最重要的是蘊藏著在動力操縱過程中各種對其控制過程背道而弛的缺點。
這樣，在驅(qū)動機這一方降低在轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中的打滑以后，就導(dǎo)致轉(zhuǎn)矩的反饋。為了避免摩擦離合器的粘合狀態(tài)，以及因此而引起的驅(qū)動機的轉(zhuǎn)矩波動無阻礙地傳遞至其余的驅(qū)動段，必須實行由摩擦離合傳遞力矩的反饋。然而，在實踐中，調(diào)速動力往往為系統(tǒng)條件決定的延遲和空載時間所限，以致必須有一個最低打滑轉(zhuǎn)速，這一轉(zhuǎn)速根據(jù)經(jīng)驗不能低于50r/min。
此外，還存在使時間最佳化的調(diào)速器設(shè)計受阻的運行情況。
由于受車輛中旋轉(zhuǎn)質(zhì)量分布的限制，在掛檔傳動裝置或無級傳動裝置的入口處以及因此而在進檔時或改變傳動比時轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的出口處，轉(zhuǎn)速將降低，而在傳動裝置的出口，轉(zhuǎn)速保持相對穩(wěn)定。與轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的從動裝置轉(zhuǎn)速的降低相聯(lián)系，打滑將增大，從而，再度受液動力變換器的性能所限，要求在轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的入口處提高轉(zhuǎn)矩。然而，這一提高的轉(zhuǎn)矩在驅(qū)動機組這個時間點上并不具備。據(jù)此，如果摩擦離合器的加載力在進檔和改變傳動比的過程中保持不變，則驅(qū)動機組剎車，并重新獨立地將打滑調(diào)節(jié)到較低的水平。然而，時間最佳化設(shè)計的調(diào)速器尚需探索，當(dāng)調(diào)速器提高摩擦離合器的加載力(這將導(dǎo)致掛檔時摩擦離合器的粘合，以及由此使驅(qū)動機組轉(zhuǎn)矩的不均勻性傳遞至其它的驅(qū)動段)之際，伴隨打滑的增大。
最后，DE-PS3712223中也有一種已為人熟知的上述類型轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)用的控制方法，此法中，在預(yù)先規(guī)定的行駛速度范圍內(nèi)，與節(jié)流閥開口度有關(guān)的離合器嚙合力是這樣控制的，在驅(qū)動和從動裝置間的打滑能夠自身調(diào)節(jié)。相反，此處對上述的打滑調(diào)速則與下列控制有關(guān)，此種控制以可預(yù)見的與節(jié)流閥的依賴關(guān)系來調(diào)節(jié)摩擦離合器的加載力，在此離合器上，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)驅(qū)動和從動裝置間的打滑與這一加載力有關(guān)，將進行自身調(diào)節(jié)。
然而，此種控制令人不滿意之處還在于，由摩擦離合器傳遞的力矩不僅僅與離合器嚙合力而且還與摩擦涂層的摩擦系數(shù)有關(guān)，在這方面眾所周知，該涂層與溫度、打滑轉(zhuǎn)速、注入油的性能，以及其它影響因素有依賴關(guān)系，將受到強烈的波動。這意味著在這個控制變量中，也必須保持一個最低的打滑轉(zhuǎn)速，以保證在系統(tǒng)特性波動時有一個對隔振來說足夠大的打滑轉(zhuǎn)速。
所有迄今已知的系統(tǒng)，均顯示下列缺點即只有具有相對大的、大于50r/min的最低打滑轉(zhuǎn)速才能工作。這一方面相對于未分接的變換器來說在燃料消耗方面幾乎沒有帶來什么優(yōu)點，而另一方面，在摩擦離合器上出現(xiàn)的損耗功率也很難掌握。
據(jù)此，構(gòu)成了本發(fā)明的任務(wù)，通過別的途徑創(chuàng)造一種改進的控制轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法，此法在車輛的所有行駛狀態(tài)中，藉助變換器和后接入的自動傳動裝置，允許打滑轉(zhuǎn)速的調(diào)節(jié)明顯小于50r/min。
用于分接這種類型轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的液力轉(zhuǎn)矩變換器的摩擦離合器，一般也已為人熟知。
在帶平面摩擦面的跨接離合器中，其摩擦半徑與沖擊壓力有關(guān)，同時由于硬度較小，不能保證在整個摩擦涂層上壓力分布均勻。這導(dǎo)致在打滑控制的離合器中摩擦涂層的局部過熱，并從而使涂層和在這個區(qū)域內(nèi)的油料(ATF＝自動傳輸液)受到破壞。
此外，由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩直接與摩擦半徑有關(guān)，凡是與自動傳動裝置規(guī)定的油壓有聯(lián)系而要求徑向結(jié)構(gòu)空間最小者均是如此。
上述類型的跨接了變換器的離合器，還要求一個較大的軸向空間，如果首先在活塞或減振器單元中，對彈性減振介質(zhì)必須設(shè)置較大的半徑的話，則這種空間在許多車輛的傳動裝置中并不具備。這種機械減振介質(zhì)十分必要，以保證在驅(qū)勸機很大的振動激發(fā)區(qū)內(nèi)也具有最佳的隔振性能，即使在小的打滑轉(zhuǎn)速下。
從這種技術(shù)狀態(tài)出發(fā)，構(gòu)成本發(fā)明另一個任務(wù)，創(chuàng)造一種改進的上述類型和用途的跨接離合器。
本發(fā)明以關(guān)于控制方法為基礎(chǔ)的任務(wù)是這樣解決的按照上述權(quán)利要求1的思路中的控制方法，將測出由摩擦離合器傳遞的、與驅(qū)動機組的力矩有依賴關(guān)系的力矩，計算并適當(dāng)調(diào)節(jié)為傳遞預(yù)先確定的離合器力矩所必須的摩擦離合器的加載力，此處，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的驅(qū)動和從動裝置之間的打滑，與計算出的離合器力矩的大小有依賴關(guān)系，可獨立地調(diào)節(jié)至最小，并且，對理想狀態(tài)的偏離通過校正長期予以補償。
通過比較，預(yù)先確定的離合器力矩與實際上時時存在的離合器力矩，可以達到合適的力矩調(diào)節(jié)。此時，實際的離合器力矩可以從發(fā)動機給出的力矩差以及變換器力矩測得。變換器力矩則可從變換器的入口和出口轉(zhuǎn)速(直接)測得。變換器出口轉(zhuǎn)速也可從傳動裝置的出口轉(zhuǎn)速以及傳動裝置的轉(zhuǎn)速比中反算出來。為此，可從計算機中提取變換器的特性曲線。
由離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，至少在一定比例上由發(fā)動機力矩所決定，此處的比例至少由與下列運轉(zhuǎn)條件中最少一種有依賴關(guān)系的系數(shù)kme來確定允許的噪聲電平(車輛聲學(xué))轉(zhuǎn)矩變換器和跨接離合器的熱負(fù)載車輛的牽引力和加速度車輛的負(fù)載變換特性和舒適性消耗上面舉出的能夠確定系數(shù)Kme的運轉(zhuǎn)條件和標(biāo)準(zhǔn)，部分是互相矛盾的，也就是說，它們對系數(shù)Kme有相反的影響，這就是為何在考慮更多的這些標(biāo)準(zhǔn)時必須重視原先的狀態(tài)之故。例如，聲學(xué)性質(zhì)是不能隨意改善的，這時只能選取很小的Kme系數(shù)，因為否則基于跨接離合器中高的打滑，可以形成一個不允許的、高的變換器熱負(fù)載。于是給出了不應(yīng)低于或超過的極限條件。在這個極限條件的正側(cè)仍剩留一定的關(guān)于Kme系數(shù)變化的可能性，此時這個系數(shù)Kme可保持不變，但或者也可隨上列工作條件的依賴關(guān)系而改變。這一變化在極限值之間可以是分級式的或者連續(xù)地進行。有利的情形是，系數(shù)Kme在0.4和1.1數(shù)量級之間，此處，如果該系數(shù)在0.7和0.95之間則特別適宜。至少在內(nèi)燃機的許多運轉(zhuǎn)區(qū)內(nèi)，優(yōu)選在下部區(qū)內(nèi)，相反情況在上部區(qū)內(nèi)，系數(shù)Kme可以這樣選取，使跨接離合器能傳遞全部由內(nèi)燃給出的凈轉(zhuǎn)矩。在這種處理方式下，如果跨接離合器呈現(xiàn)一個為部分負(fù)載區(qū)設(shè)置的減振器則非常合適。這樣一種減振器具有一個比由內(nèi)燃機給出的凈轉(zhuǎn)矩小的分接力矩和碰撞力矩。這個碰撞力矩可總共達內(nèi)燃機凈轉(zhuǎn)矩的30％和60％之間的數(shù)量級。通過加入這樣一種振動衰減器，可以使在內(nèi)燃機下部運轉(zhuǎn)區(qū)中與按比例增大的系數(shù)Kme相關(guān)而形成的聲學(xué)問題，至少部分地得到克服。如同從上述說明中所選取的那樣，系數(shù)Kme即為用于車輛設(shè)計的特性，而該系數(shù)如已提到的，可以是變化的，同時或者可以經(jīng)過數(shù)學(xué)邏輯聯(lián)系而計算出與狀態(tài)參數(shù)大小和運轉(zhuǎn)數(shù)大小的依賴關(guān)系，或者優(yōu)選可以以特性曲線或圖形的形式從計算機和處理機中提取。
在已知的跨接了變換器的離合器的打滑調(diào)速和按照本發(fā)明的力矩控制間的最重要的區(qū)別在于在打滑調(diào)速中，打滑本身就是調(diào)節(jié)量，而在按照本發(fā)明的力矩控制中，控制和調(diào)節(jié)量則是一個轉(zhuǎn)矩以及一個代表該轉(zhuǎn)矩的參數(shù)，例如跨接離合器沖擊壓力或沖擊力。由于本發(fā)明的適應(yīng)性，代表需傳遞力矩的參數(shù)和調(diào)節(jié)參數(shù)，在實踐中醫(yī)中將按干擾參數(shù)觀點的技術(shù)來校準(zhǔn)這一參數(shù)和調(diào)節(jié)參數(shù)。于是這意味著，實際傳遞力矩的偏差相關(guān)于需傳遞的力矩，將借助一個樣板計算出，然后再進行適當(dāng)?shù)男?zhǔn)。這種校準(zhǔn)例如可以經(jīng)過一個PID分量或僅一個I分量(例如相加的)來完成。然而，這種相應(yīng)的校準(zhǔn)也可經(jīng)過一個相乘因子來完成，或者此校準(zhǔn)既經(jīng)過相乘一個因子又經(jīng)過相加一個分量則更為有利。
為此，本發(fā)明把入口力矩分解成一個準(zhǔn)備由變換器以液動力傳遞的部分和一個準(zhǔn)備由摩擦離合器以機械方式傳輸?shù)牟糠帧τ跓o級控制而言，跨接離合器受到一個變化的加載力，該力是經(jīng)過這樣的智能控制的對于各種運行情況，都能給出變換器力矩和鎖定力矩間的最佳分配。
根據(jù)本發(fā)明的這個控制方法的特征是，在所有工作范圍內(nèi)都可以以打滑的摩擦離合器狀態(tài)運行，并且摩擦離合器和打滑量無關(guān)，只受到與力矩有關(guān)的控制。然后打滑量進行自動調(diào)節(jié)，而傳遞力矩的校正則基于較慢的打滑調(diào)節(jié)和自適應(yīng)調(diào)節(jié)。在前向檔位下，跨接了變換器的摩擦離合器不斷開，而是根據(jù)力矩來控制。對于力矩控制而言上升的摩擦特性曲線是有利的，這時摩擦值應(yīng)適當(dāng)?shù)卦龃笠詼p小打滑量，并且粘合摩擦值應(yīng)小于滑動摩擦值。
在進一步發(fā)展的框架內(nèi)，和驅(qū)動裝置轉(zhuǎn)矩有關(guān)的摩擦離合器要傳遞的轉(zhuǎn)矩可以由下述力矩公式適當(dāng)?shù)厍蟮肕kupplung＝Kme×Kkorr×(MAntriebsaggregat+Mkorr_MOT)+Mkorr_wu其中，Mkupplung-摩擦離合器上的力矩Kme-轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)(0≤Kme≤2)Kkorr-用于補償相乘引入誤差的校正系數(shù)Mkorr_MOT-用于補償相加于發(fā)動機力矩引入誤差的校正力矩Mkorr_wu-用于補償相加于離合器力矩引入誤差的校正力矩這時，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的驅(qū)動和從動裝置間的打滑取決于在驅(qū)動鏈的全部工作范圍內(nèi)都是常量的力矩分配系數(shù)Kme的大小，該打滑量可以獨立地調(diào)節(jié)到最小，而對理想狀態(tài)的偏離則通過校正系數(shù)Kkorr和校正力矩Mkorr_MOT及Mkorr_wu得到長期補償。
在根據(jù)本發(fā)明的控制方法的這種發(fā)展中，跨接了變換器的摩擦離合器的打滑值可以通過預(yù)先給出的系數(shù)Kme和Kkorr而保持一個很小的值。在確定的范圍內(nèi)，當(dāng)較低的轉(zhuǎn)速和較高的負(fù)載時(這時多數(shù)內(nèi)燃機顯示出轉(zhuǎn)矩減弱)。這些系數(shù)要這樣選擇由摩擦離合器要傳遞的力矩應(yīng)盡量地小，以至于可以調(diào)節(jié)較高的轉(zhuǎn)速差。最重要的是在和有大變換量的軟變換器共同工作時，在特別重要的工作范圍內(nèi)要達到高的從動力矩，而驅(qū)動裝置的高力矩形同虛設(shè)。
因此，根據(jù)本發(fā)明的控制方法通過下述方面顯示出了優(yōu)越性由于小的打滑和在向上換檔和增加負(fù)載時以及較大的加速時在驅(qū)動鏈中有較好的反向作用，從而具有良好的隔振性能，它還可以是較小的和/或較平的轉(zhuǎn)矩變換器，這對帶有前驅(qū)動的汽車和橫向結(jié)構(gòu)的內(nèi)燃機特別有意義。最后，因為根據(jù)本發(fā)明，在所有的檔位上變換器都是跨接在摩擦離合器上的，所以給出了不能低估的節(jié)油優(yōu)點。
在權(quán)利要求2所給出的力矩關(guān)系式中的力矩分配系數(shù)Kme可以作為這樣的一個值來處理該值僅與從動轉(zhuǎn)速有關(guān)，或僅與驅(qū)動裝置的轉(zhuǎn)速有關(guān)，或既與驅(qū)動裝置的轉(zhuǎn)速又與其轉(zhuǎn)矩有關(guān)，或既與從動轉(zhuǎn)速又與驅(qū)動裝置的轉(zhuǎn)矩有關(guān)。當(dāng)然，或者是單獨的驅(qū)動裝置的轉(zhuǎn)速，或者和驅(qū)動裝置所給出的轉(zhuǎn)矩一起，對系數(shù)Kme來說是一個重要的指標(biāo)。
為了實現(xiàn)該轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的任務(wù)和功能以及方法，摩擦離合器可以用受壓流動介質(zhì)工作，并且以下述方法來實現(xiàn)是適當(dāng)?shù)脑谀Σ岭x合器和變換器蓋之間，以及在摩擦離合器和其余的變換器空間之間構(gòu)筑兩個分開的壓力室，并且由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩由這兩個壓力室之間的壓力差確定。
根據(jù)本發(fā)明的另一個有意義的發(fā)展，在以內(nèi)燃機作為驅(qū)動裝置的傳動系統(tǒng)中，其工作狀態(tài)可以取決于發(fā)動機轉(zhuǎn)速和節(jié)流閥角度，或取決于發(fā)動機轉(zhuǎn)速和吸管負(fù)壓，或取決于發(fā)動機轉(zhuǎn)速和噴油時間。根據(jù)上面給出的用作工作狀態(tài)的指標(biāo)的各種選擇，它總是發(fā)動機轉(zhuǎn)速和另一個量的結(jié)合，該另一個量如節(jié)流閥角度，吸管負(fù)壓，或噴油時間。
基于液力系統(tǒng)和機械系統(tǒng)的動力學(xué)性質(zhì)，當(dāng)太快地提高影響由轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)要傳遞的轉(zhuǎn)矩在變換器和摩擦離合器之間的分配的參數(shù)的量時，由于摩擦離合器的沖擊或粘合，可能會激發(fā)各種振動頻率。
為了避免這種振動激發(fā)，在本發(fā)明的一個有意義的發(fā)展中作了這樣的安排，即令對要傳遞的轉(zhuǎn)矩在變換器和摩擦離合器之間的分配有影響的參數(shù)(優(yōu)選為壓力差)相對于當(dāng)時新計算值的偏離按照一個與時間有關(guān)的函數(shù)進行滯后調(diào)整。
對要傳遞的轉(zhuǎn)矩在變換器和摩擦離合器之間的分配有影響的參數(shù)，也還可以按照一個與轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的驅(qū)動和從動裝置間的轉(zhuǎn)速差有關(guān)的函數(shù)進行滯后調(diào)整。
對要傳遞的轉(zhuǎn)矩在變換器和摩擦離合器之間的分配有影響的參數(shù)同樣可以按照一個與發(fā)動機轉(zhuǎn)速的梯度有關(guān)的函數(shù)進行滯后調(diào)整。
根據(jù)本發(fā)明的又一個發(fā)展，在接入了可用受壓介質(zhì)工作的摩擦離合器時，該摩擦離合器上的所希望的壓力差可借助于PI調(diào)節(jié)器或PID調(diào)節(jié)器來調(diào)節(jié)；這里，從為了在摩擦離合器上達到確定的由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩所必需的壓力差到調(diào)節(jié)出的壓力差的調(diào)節(jié)段是不可唯一地解析描述的。
但是摩擦離合器上所希望的壓力差也可以這樣來調(diào)節(jié)求取與壓力成比的信號(如閥門流)的特性曲線并進行調(diào)節(jié)，這時在額定值和實際值之間出現(xiàn)的偏差利用I反饋進行補償。但是，摩擦離合器上所希望的壓力差也還有另一種調(diào)節(jié)方法，即計算與所希望的壓力差成正比的信號，例如電流或占空比，并借助于PI、I或PID調(diào)節(jié)器中的某一個進行調(diào)整。
另外一種有價值的方法變化是，實際由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩和所希望的轉(zhuǎn)矩的偏離這樣來確定測量轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的驅(qū)動和從動裝置之間的自身調(diào)節(jié)的打滑量，并與額定值進行比較。根據(jù)另一個發(fā)展，上述這種偏離還可以這樣來確定，以特性曲線計算由轉(zhuǎn)矩變換器傳遞的轉(zhuǎn)矩，并以此校驗變換器和摩擦離合器之間的實際轉(zhuǎn)矩分配。最后，由摩擦離合器實際傳遞的轉(zhuǎn)矩相對于所希望的轉(zhuǎn)矩所出現(xiàn)的偏差可以歸結(jié)于相乘性引入誤差，相加于發(fā)動機力矩引入的誤差，相加于離合器力矩引入的誤差，相乘于和相加于發(fā)動機轉(zhuǎn)矩引入的誤差，相乘于和相加于離合器力矩引入的誤差，或者既相乘于和相加于發(fā)動機力矩又相乘于和相加于離合器力矩引入的誤差，這些誤差將以幾秒鐘的時間常數(shù)得到補償，達到了控制的幾乎完全的自適應(yīng)特性。
再一個方法變化的特征是，當(dāng)司機發(fā)出希望加速的信號時(其優(yōu)選的做法是通過使節(jié)流閥角度有明顯的改變速度)，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中的打滑量通過減小Kme系數(shù)而增加，由此由變換器提供的轉(zhuǎn)矩超出量可作為額外的備用轉(zhuǎn)矩使用。
最后，根據(jù)又一個方法變化，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中的打滑量在所有的檔位上都由摩擦離合器確定，從而通過變換器的功率傳遞效率退居次要地位，而變換器的設(shè)計允許高的失速轉(zhuǎn)速和寬的變換范圍。這樣，通過適當(dāng)?shù)靥岣咿D(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中的打滑量，就可以大為增加可利用的備用轉(zhuǎn)矩。
一個進一步的方法變化的特征是，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中的打滑量在所有傳動比下都由摩擦離合器確定，從而通過變換器的功率傳遞效率退居次要地位，而變換器的設(shè)計允許高的失速轉(zhuǎn)速和寬的變換范圍。
本發(fā)明工作的一個有關(guān)創(chuàng)造是一個改善的跨接離合器，其特點表現(xiàn)為它是一個可用受壓流動介質(zhì)工作的離合器，具有一個泵輪，一個渦輪，一個導(dǎo)輪，以及一個對中于旋轉(zhuǎn)軸、與泵輪無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接、并包圍著渦輪的變換器蓋。在變換器蓋和渦輪之間設(shè)置了一個同心的環(huán)形活塞，其徑向外部構(gòu)成了錐形的離合器摩擦盤，對此后文將有專門說明。這樣，在環(huán)形活塞的徑向內(nèi)部可以具有一個置于與渦輪無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接的反向密封套筒上的密封套筒。
本發(fā)明的一個進一步的基本思想涉及一種用于控制與驅(qū)動機組(大致為內(nèi)燃機)的從動裝置有效地連接在一起，并經(jīng)過從動軸與自動傳動裝置處于驅(qū)動連接狀態(tài)的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法，該系統(tǒng)具有一個液力轉(zhuǎn)矩變換器和一個與之并行設(shè)置的，可用受壓液體工作的摩擦離合器，該離合器帶有兩個位在變換器渦輪和變換器蓋之間的壓力室，壓力室的構(gòu)造使得它們之間出現(xiàn)的壓力差確定由摩擦離合器可傳遞的轉(zhuǎn)矩，該系統(tǒng)還有一個測試值探測系統(tǒng)，一個中央計算機單元，以及一個與計算機單元共同工作的、促使兩個壓力室之間的壓力差以及因此而由摩擦離合器可以傳遞的轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生有目的的變化的液壓系統(tǒng)。
這樣的控制轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法原來就是為人們所已知的，在該方法中通過有目的地調(diào)節(jié)并聯(lián)并跨接了變換器的摩擦離合器的兩個壓力室之間的壓力差來調(diào)節(jié)該離合器要傳遞的轉(zhuǎn)矩。
于是，在DE-OS3130871中，描述了與上述類型的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)有聯(lián)系的調(diào)整方法，在此方法中，將測量驅(qū)動和從動裝置之間出現(xiàn)的打滑值，與預(yù)定的打滑額定值進行比較，并對大致確定的差值進行反向調(diào)節(jié)。后者以這樣的方法進行改變摩擦離合器的兩個壓力室中的流體壓力介質(zhì)的加載力的差值。這實際上相當(dāng)于以傳統(tǒng)的打滑調(diào)整為基礎(chǔ)的調(diào)整方法。
從US-PS5029087中同樣可以得知一種用于帶并行設(shè)置的摩擦離合器的變換器的調(diào)節(jié)方法，在此法中，測量離合器上的打滑量，與預(yù)先給定的額定打滑值進行比較，并按確定的偏差間的關(guān)系改變摩擦離合器的兩個壓力室之間的壓力差。因此這里同樣涉及到一個典型的打滑調(diào)整方法，在此方法中對測得的相對于預(yù)先給定的打滑值的偏差進行反向調(diào)節(jié)。
最后，從US-PS4577731中得知一種影響上述類型的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法，在此法中，借助于一個轉(zhuǎn)矩傳感器直接測量通過液動力變換器的轉(zhuǎn)矩傳遞量，并確定轉(zhuǎn)矩傳遞量與驅(qū)動機工作狀態(tài)的關(guān)系。這樣，跨接了變換器的摩擦離合器的輸出端將被調(diào)節(jié)到能夠保證所要求的轉(zhuǎn)矩傳遞量。
在這種控制方法中，由變換器傳遞的轉(zhuǎn)矩和自行調(diào)節(jié)的打滑量相類似，在其經(jīng)過了自行調(diào)節(jié)之后，才可以順其自然地測量和旋加影響。在這種情況下，雖然這里是用變換器要傳遞的轉(zhuǎn)矩來工作的，但仍然相當(dāng)于打滑調(diào)整所使用的調(diào)整概念。
此類打滑調(diào)速，系測量驅(qū)動機從動裝置轉(zhuǎn)速和后設(shè)置于轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的傳動裝置的入口轉(zhuǎn)速之間的差，或與此轉(zhuǎn)速差相當(dāng)之值，與額定值比較，并反向調(diào)節(jié)實際值對額定值可能產(chǎn)生的偏離，已顯示出不能完全令人滿意。
所以，在掛檔過程中，由于力矩變化轉(zhuǎn)速差也將改變。這時，轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)進行得這樣遲，以致在從動裝置側(cè)和傳動裝置的力矩中出現(xiàn)不希望的過度振動。此外，在掛檔中，掛檔過程的末端還將出現(xiàn)跨接了變換器的摩擦離合器的粘合。因此之故，摩擦離合器在掛檔過程中必須松開。打滑調(diào)速曾試驗過在掛檔過程中保持驅(qū)動機從動裝置轉(zhuǎn)速和傳動裝置入口轉(zhuǎn)速之間的轉(zhuǎn)速差至額定值，這樣需與設(shè)置于轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)后面的傳動裝置相反地工作。
據(jù)此，構(gòu)成本發(fā)明的一個任務(wù)，創(chuàng)造控制轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的改進的方法，該系統(tǒng)具有一個變換器、一個跨接了變換器的摩擦離合器和一個接在后面的自動傳動裝置，以及創(chuàng)造至少與目前申請中另外的發(fā)明思想有關(guān)的、特別有利于應(yīng)用的、改進的機械元件，如一個改進的變換器和一個改進的摩擦離合器。
本發(fā)明關(guān)于以控制方法為基礎(chǔ)的任務(wù)是這樣解決的按照上述權(quán)利要求1的概念，在此控制方法中，由摩擦離合器傳遞的力矩，與驅(qū)動機組的運轉(zhuǎn)狀態(tài)有依賴關(guān)系，可按下列轉(zhuǎn)矩方程式求得Mkupplung＝Ke×Kkorr×MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，為力矩分配系數(shù)，而Kkorr為校正系數(shù)，同時，計算出為傳遞預(yù)先確定的離合器力矩所必須的摩擦系數(shù)的加載力，并進行調(diào)節(jié)，此時，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)驅(qū)動和從動裝置之間的打滑，與力矩分配系數(shù)Ke的大小有依賴關(guān)系，本身可獨立地調(diào)節(jié)，而校正系數(shù)Kkorr給每個特定驅(qū)動段對理想狀態(tài)的偏離以補償。
另外一個本發(fā)明的基本思想涉及一種用于控制與驅(qū)動機組(大致為內(nèi)燃機)的從動裝置有效聯(lián)接在一起，并經(jīng)過從動軸與自動傳動裝置處于驅(qū)動連接狀態(tài)的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法。該系統(tǒng)具有一個液力轉(zhuǎn)矩變換器和一個與之并行設(shè)置的摩擦離合器，一個測試值探測系統(tǒng)和一個中央計算機單元，此時，摩擦離合器的加載力，和因此而由其本身傳遞的轉(zhuǎn)矩，在與中央計算機單元共同作用下可有目的地改變，此處，由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，與驅(qū)動機組的運轉(zhuǎn)狀態(tài)有關(guān)，可按下列力矩公式求得Mkupplung＝Ke×Kkorr×MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，為轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，而Kkorr為校正系數(shù)，同時，計算出為傳遞預(yù)先確定的離合器力矩所必須的加載力，并進行調(diào)節(jié)，此時，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)驅(qū)動和從動裝置間的打滑，與在驅(qū)動段的整個運轉(zhuǎn)區(qū)保持不變的力矩分配系數(shù)Ke的大小有依賴關(guān)系，本身可獨立地調(diào)節(jié)，而校正系數(shù)Kkorr則給每個特定驅(qū)動段對理想狀態(tài)的偏離以補償。
同樣，本發(fā)明也涉及到一種用于控制與驅(qū)動機組(大致為內(nèi)燃機)的從動裝置有效聯(lián)接在一起，并經(jīng)過從動軸與自動傳動裝置處于驅(qū)動連接狀態(tài)的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法。該系統(tǒng)具有一個液力轉(zhuǎn)矩變換器和一個與之并行設(shè)置的摩擦離合器，一個測試值探測系統(tǒng)和一個中央計算機單元，此時，摩擦離合器的加載力，和因此而由其本身傳遞的轉(zhuǎn)矩，在與中央計算機單元共同作用下可有目的地改變，此時由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，與驅(qū)動機組的運轉(zhuǎn)狀態(tài)有依賴關(guān)系，可按下列力矩方程式求得Mkupplung＝Ke×Kkorr×MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，為力矩分配系數(shù)，而Kkorr為校正系數(shù)，同時，計算出為傳遞預(yù)先確定的離合器力矩所必須的摩擦離合器的加載力，并進行調(diào)節(jié)，此時轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)驅(qū)動和從動裝置之間的打滑，與和發(fā)動機特性曲線無關(guān)的力矩分配系數(shù)Ke的大小有依賴關(guān)系，本身可獨立地調(diào)節(jié)，而校正系數(shù)Kkorr給每個特定的驅(qū)動段對理想狀態(tài)的偏離以補償。
根據(jù)本發(fā)明的任務(wù)，也可通過一種用于控制與驅(qū)動機組(大致為內(nèi)燃機)的從動裝置有效聯(lián)連接在一起，并經(jīng)過從動軸與自動傳動裝置處于驅(qū)動連接狀態(tài)的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法來解決。該系統(tǒng)具有一個液力轉(zhuǎn)矩變換器和一個與之并行設(shè)置的摩擦離合器，一個測試值探測系統(tǒng)和一個中央計算機單元，此時，摩擦離合器的加載力，和因此而由其本身傳遞的轉(zhuǎn)矩，在與中央計算機共同作用下可有目的地改變，此處，由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，與驅(qū)動機組的運轉(zhuǎn)狀態(tài)有依賴關(guān)系，可按下列力矩方程求得Mkupplung＝Ke×Kkorr×MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，為力矩分配系數(shù)，而Kkorr為校正系數(shù)，同時，計算出為傳遞預(yù)先確定的離合器力矩所必須的摩擦離合器的加載力，并進行調(diào)節(jié)，此處，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)驅(qū)動和從動裝置之間的打滑，與只和驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)速有關(guān)的力矩分配系數(shù)Ke的大小有依賴關(guān)系，本身可獨立地調(diào)節(jié)，而校正系數(shù)Kkorr給每個特定驅(qū)動段對理想狀態(tài)的偏離以補償。
解決這一任務(wù)的另一種可能性在于一種用于控制與傳動機組(大致為內(nèi)燃機)的從動裝置有效聯(lián)接在一起，并經(jīng)過從動軸與自動傳動裝置處于驅(qū)動連接狀態(tài)的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法。該系統(tǒng)具有一個液力轉(zhuǎn)矩變換器和一個與之并行設(shè)置的摩擦離合器，一個測試值探測系統(tǒng)和一個中央計算機單元，此時摩擦離合器的加載力，和因此而由其本身傳遞的轉(zhuǎn)矩，在與中央計算機共同作用下可有目的地改變，此處，由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，與驅(qū)動機組的運轉(zhuǎn)狀態(tài)有關(guān)，可按下列力矩公式求得Mkupplung＝Ke×Kkorr×MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，為力矩分配系數(shù)，而Kkorr為校正系數(shù)，同時，計算出為傳遞預(yù)先確定的離合器力矩所必須的摩擦離合器的加載力，并進行調(diào)節(jié)，此時，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)驅(qū)動和從動裝置間的打滑，與既和驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)速也和其轉(zhuǎn)矩有關(guān)的力矩分配系數(shù)Ke的大小有依賴關(guān)系，本身可獨立地調(diào)節(jié)，而校正系數(shù)Kkorr給每個特定的驅(qū)動段對理想狀態(tài)的偏離以補償。
本發(fā)明還實現(xiàn)把入口力矩分配為一個由變換器傳遞的液壓的分量和一個由摩擦離合器傳遞的機械分量。對于無級調(diào)速，跨接離合器將以變化的力沖撞，此力由一智能控制方法這樣來控制對每一種駕駛情況都能給出變換器力矩和鎖定力矩的最佳分配。
假如摩擦離合器可用受壓介質(zhì)流來操作，并且這樣實現(xiàn)，在摩擦離合器和變換器蓋之間，以及在摩擦離合器和其余的變換器外殼之間形成兩個分開的壓力室，而在這兩個壓力室之間形成的壓力差決定由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，則對轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和功能，以及方法的實現(xiàn)，均十分適且。
本發(fā)明控制方法的特征為在所有的運轉(zhuǎn)區(qū)都可用打滑操縱的摩擦離合器架駛，而摩擦離合器不是依賴打滑，而是依賴力矩來控制。于是打滑是進行自身調(diào)節(jié)的；而為了校正傳遞的力矩，在下面設(shè)有一個慢速的打滑調(diào)速器。在掛檔過程中，跨接變換器的摩擦離合器不松開，而是繼續(xù)依賴力矩來控制。對于力矩控制，上升的摩擦特性曲線已足敷應(yīng)用，此時，摩擦系數(shù)適當(dāng)?shù)仉S打滑的上升而增加，而靜摩擦系數(shù)應(yīng)小于滑動摩擦系數(shù)。
在按本發(fā)明的控制方法中，給出一個跨接了變換器的摩擦離合器的打滑值，此值通過預(yù)先規(guī)定的系數(shù)Ke和Kkorr可保持得較低。在一定的區(qū)域中，大致在低轉(zhuǎn)速和高負(fù)載下(這種場合許多內(nèi)燃機都顯示力矩減弱)，系數(shù)這樣選擇使由摩擦離合器傳遞的力矩如此之小，以致可調(diào)節(jié)較高的轉(zhuǎn)速差。重要的是，在與軟變換器和大的變換量共同作用下，凡驅(qū)動機組的較高力矩形同虛設(shè)時，在特別重要的運轉(zhuǎn)區(qū)中都可達到從動力矩的提高。
按本發(fā)明的控制方法，其優(yōu)越性表現(xiàn)在在小的打滑時有良好的隔振性能，在驅(qū)動段掛檔和負(fù)載改變過程中有較好的反作用性能，以及較大的加速備用量，然而也可使較小的和(或)扁平結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)矩變換器成為可能，這對具有前驅(qū)動和橫向安裝的內(nèi)燃機的汽車特別有意義。最后，還具有對燃料消耗不會低估的優(yōu)點，因為按本發(fā)明的方法，在所有檔中變換器都由摩擦離保器跨接。
根據(jù)本發(fā)明有意義的繼續(xù)發(fā)展，以內(nèi)燃機作為驅(qū)動機組的傳遞系統(tǒng)，其運轉(zhuǎn)狀態(tài)由發(fā)動機轉(zhuǎn)速和節(jié)流閥角度間的關(guān)系、發(fā)動機轉(zhuǎn)速和吸管負(fù)壓間的關(guān)系，或者發(fā)動機轉(zhuǎn)速與噴油時間之間的關(guān)系來確定。在上面給出的各個選擇中，作為運轉(zhuǎn)狀態(tài)的指標(biāo)，發(fā)動機轉(zhuǎn)速總是進一步與一些參數(shù)如節(jié)流閥角度、吸管負(fù)壓或噴油時間有聯(lián)系。
另一個有意義的繼續(xù)發(fā)展為權(quán)利要求1中給出的力矩關(guān)系顯示系數(shù)Ke是一個在整個驅(qū)動段的運轉(zhuǎn)區(qū)內(nèi)恒定不變、與只和驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)速或既和驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)速也和其力矩有關(guān)之值。當(dāng)然，對于Ke來說，或者是驅(qū)動機的轉(zhuǎn)速自身或者是它與由驅(qū)動機組給出的轉(zhuǎn)矩的結(jié)合，都是一個重要的指標(biāo)。
根據(jù)另外的擴展，按照本發(fā)明的控制方法的特征還在于在中央計算機單元中求得的、與驅(qū)動段中轉(zhuǎn)矩變化有依賴關(guān)系而由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，它對瞬時轉(zhuǎn)矩的偏離，將通過下列途徑調(diào)節(jié)按照經(jīng)過一段時間的運行后不會發(fā)生例如摩擦離合器粘合等不希望事件的要求，預(yù)先確定經(jīng)過一個掃描時間間隔后達到時間點tn+1時所希望的、任一由摩擦離合器傳遞力矩決定的參數(shù)X之值，計算經(jīng)過時間間隔Δt后達到預(yù)期的參數(shù)X值所必須的梯度ΔX，用液壓系統(tǒng)調(diào)整計算出的梯度ΔX，并重復(fù)上述步驟直至達到額定值Xsoll。
特別是根據(jù)這一擴展，此方法可通過比例調(diào)節(jié)而具有這樣的特征在這種調(diào)節(jié)中，作為參數(shù)的是離合器壓力室之間的壓力差，它按下列關(guān)系預(yù)先確定ΔPn+1＝(1-β)×ΔPsoll+β×ΔPn式中β＝f(Tv，t)。
還有另一種選擇是，在中央計算機單元中求得的、與驅(qū)動段中轉(zhuǎn)矩變化有依賴關(guān)系而由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩之新值，也可通過下列途徑調(diào)節(jié)按照經(jīng)過一段時間運行后不發(fā)生例如摩擦離合器短時間粘合等不希望之事件的要求，計算任一由摩擦離合器傳遞力矩決定的參數(shù)X的梯度ΔX，用液壓系統(tǒng)調(diào)節(jié)所希望的梯度ΔX，并重復(fù)此步驟直至達到所要求的額定值Xsoll。在這一選擇的擴展中，作為參數(shù)的離合器壓力室之間的壓力差ΔP的梯度可按下式計算ΔΔP＝C1×(ΔPsoll-ΔPn)此處意味著ΔΔP＝C1×(ΔPsoll-ΔPlst)(見圖10)。
ΔP…在時間間隔最后處壓力差ΔP的變化量ΔPsoll…額定壓力差ΔPn…時間點tn處的實際壓力差C1…比例系數(shù)或放大系數(shù)，0≤C1＜1放大系數(shù)C1將決定如何迅速補償ΔPsoll和ΔPn之間的偏離。
極限值C1＝0，C1＝1。
若C1＝0，則得不到補償，因為壓力增值ΔΔP在下一個計算間隔將等于零。
若C1＝1，則立即出現(xiàn)向額定值的跳躍，因為在一個時間間隔內(nèi)必然產(chǎn)生額定值和起動值(ΔPsoll，ΔPstart見圖10)之間的總偏離。這兩個極限值僅只有理論意義。重要的是0＜C1＜1這個范圍。這影響到額定值和實際值之間產(chǎn)生偏離有多快。C1越小，補償所經(jīng)歷的時間越長。
額定值和實際值之間這種類型的補償，其優(yōu)點在于在額定值和實際值之間偏離量大時，要計算的調(diào)節(jié)量，也就是ΔΔP之值也較大。當(dāng)實際值接近額定值時，ΔΔP之值總是比較小，并達到一種實際值至額定值的“軟”進入狀態(tài)。從而對振動的激發(fā)起到抑制作用。
可以預(yù)先到一個具有優(yōu)點的方法的變化，在希望降低轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的入口轉(zhuǎn)矩的運轉(zhuǎn)情況下，例如在改變傳動比或接入附加機組的情況下，通過由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩的遞降，可以對摩擦離合器的可能短時粘合反作用，即，或者轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)Ke，或者校正系數(shù)Kkorr將降低一個預(yù)先確定的值，而經(jīng)過一段時間的運轉(zhuǎn)，將重新升高到對隔振和節(jié)約燃料來說均為最佳的值上。
同樣，根據(jù)本發(fā)明的控制方法，在希望轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)降低入口轉(zhuǎn)矩的運轉(zhuǎn)情況下，如大致在退檔或接入附加機組的情況下，通過由摩擦離合器傳遞力矩的遞降，可以對摩擦離合器的可能短時粘合反作用，即，或者轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)Ke，或者校正系數(shù)Kkorr將降低一個預(yù)先確定值，而經(jīng)過一段時間的運轉(zhuǎn)，將重新升高到對隔振和節(jié)約燃料來說均為最佳之值。
本方法的再一種變型可預(yù)見如下系數(shù)Kkorr給每個特定驅(qū)動段對理想狀態(tài)的偏離以補償，當(dāng)此之后，優(yōu)選在確定的準(zhǔn)穩(wěn)定運轉(zhuǎn)區(qū)內(nèi)，測量本身可調(diào)節(jié)的打滑，并與在燃料最大可能節(jié)約的情況下可保證最佳的隔振性能的額定打滑值比較，而系數(shù)Kkorr對額定值和實際值間的偏離給以補償。
本方法的再一個變型，其特征在于在司機方面發(fā)出希望加速的信號時(這可以優(yōu)選通過節(jié)流閥角的變化速度感知)，通過系數(shù)Ke或Kkorr中之一的遞降，將提高轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中的打滑，同時，因此而由變換器提供的過量轉(zhuǎn)矩，可作為額外的備用轉(zhuǎn)矩使用。
最后，在本方法又一個變型中，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中的打滑量優(yōu)先地在各個檔位上都由摩擦離合器確定，從而變換器的功率傳遞效率將處于次要地位，同時變換器的設(shè)計允許照顧到盡可能寬的變換范圍，此時，提供的轉(zhuǎn)矩備用量可以在轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中隨打滑量的提高而獲得很大的放大。
同樣可以有利的是，當(dāng)轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中的打滑量在所有的傳動比下都由摩擦離合器確定時，由此通過變換器的功率傳遞效率將退居次要地位，而變換器的設(shè)計允許盡量寬的變換范圍。
本發(fā)明的另一個基本思想涉及到一種轉(zhuǎn)矩傳動系統(tǒng)，它用于以換檔傳動裝置裝備的車輛的，特別是以內(nèi)燃機驅(qū)動汽車的驅(qū)動段，它具有一個液力轉(zhuǎn)矩變換器(該變換器與車輛的驅(qū)動機組處于驅(qū)動連接狀態(tài)，并經(jīng)過從動軸與后接的自動傳動裝置有效聯(lián)接在一起)，一個平行設(shè)置于液動力變換器上的摩擦離合器(它可以流體壓力介質(zhì)操縱，并具有一方面在變換器渦輪和與摩擦盤有效聯(lián)系在一起的環(huán)形活塞之間，另一方面在活塞和變換器蓋之間設(shè)置的兩個壓力室，在這些壓力室之間形成的壓力差將決定由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩)，一個測試值探測系統(tǒng)，一個中央計算機單元，以及一個在與中央計算機共同作用下使兩個壓力室之間的壓力差產(chǎn)生有目的的變化、并因此促成摩擦離合器傳遞力矩的液動力系統(tǒng)。
轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的下列情況為人熟知通過與變換器平行設(shè)置并跨接了此變換器的摩擦離合器的壓力室之間壓力差的有目的調(diào)整來調(diào)節(jié)由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩。
所以，在已經(jīng)提到的DE-OS3130871中描述了上面給出類型的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)，在此系統(tǒng)中，測量驅(qū)動和從動裝置間出現(xiàn)的打滑量，與預(yù)先給出的打滑額定值比較，并對大致確定的壓力差進行反向調(diào)整。它以這種方式進行改變平行設(shè)置于液動力變換器的摩擦離合器兩個壓力室的流體壓力介質(zhì)加載力的差別。
同樣，在已提到的US-PS5,029,087中，帶變換器和與之并行設(shè)置的摩擦離合器的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)同樣為人熟知，在此系統(tǒng)中，測量離合器上的打滑，與預(yù)先規(guī)定的額定打滑值比較，并以與確定的偏差間的依賴關(guān)系，改變摩擦離合器兩個壓力室之間的壓力差。
最后，在US-PS4,577,737中，也有一種上述類型的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)為人熟知，在此系統(tǒng)中，通過液動力變換器，藉助轉(zhuǎn)矩傳感器直接測量轉(zhuǎn)矩傳遞量，而轉(zhuǎn)矩傳遞量以與驅(qū)動機運轉(zhuǎn)狀態(tài)的依賴關(guān)系來確定。此處，跨接了變換器的摩擦離合器的末端調(diào)節(jié)到能保證所要求的轉(zhuǎn)矩傳遞量。
關(guān)于轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)，按其技術(shù)狀態(tài)的特征為平行設(shè)置于液力轉(zhuǎn)矩變換器的摩擦離合器，它在低檔下完全松開，在高檔下則掛入。為了達到良好的總效率和限制釋放的熱量，變換器設(shè)計成“硬”的。由于這一“硬”變換器設(shè)計，力矩超出量隨轉(zhuǎn)速的增加而嚴(yán)重下降，其結(jié)果是，在中等轉(zhuǎn)速區(qū)僅僅只有非常有限的力矩超出量，而在高轉(zhuǎn)速區(qū)根本不再存在。
因此，現(xiàn)有發(fā)明的任務(wù)就在于創(chuàng)造一種進一步改善的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)，著重點在加速度儲備量，使在中等以及高轉(zhuǎn)速區(qū)內(nèi)也能達到有效的力矩超出量，并使驅(qū)動燃料消耗能夠降低。
這一任務(wù)按照本發(fā)明是這樣解決的在根據(jù)上述權(quán)利要求43概念的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中，摩擦離合器在所有駕駛檔中均受到控制，而液力轉(zhuǎn)矩變換器比之常規(guī)變換器顯示較高的變換量，此量優(yōu)選為大于2.5。如果渦輪和泵輪間的轉(zhuǎn)矩變換量在2.5至3.5這個數(shù)量級，則特別合適。
該任務(wù)還可以這樣來解決，即在所有的傳動比中摩擦離合器都受到控制，并且液力轉(zhuǎn)矩變換器呈現(xiàn)出有利的大于2.5的轉(zhuǎn)矩變換量。如果轉(zhuǎn)矩變換量主要在2.5-3.5的范圍之內(nèi)，則將具有特別的優(yōu)點。
在預(yù)先確定的內(nèi)燃機中，如果和本發(fā)明相連系使用的轉(zhuǎn)矩變換器比迄今為止此類內(nèi)燃機使用的轉(zhuǎn)矩變換器具有更小的容量系數(shù)的話，則特別適當(dāng)。這意味著通過內(nèi)燃機預(yù)先給定的轉(zhuǎn)矩分布，根據(jù)本發(fā)明的轉(zhuǎn)矩變換器的制動轉(zhuǎn)速比常規(guī)變換器要高。制動轉(zhuǎn)速可這樣理解此轉(zhuǎn)速下為渦輪所接收的轉(zhuǎn)矩分布與內(nèi)燃機的轉(zhuǎn)矩特性曲線相切。為了測得這一轉(zhuǎn)速，渦輪鎖定，而泵輪由內(nèi)燃機驅(qū)動。在迄今為止的轉(zhuǎn)矩變換器的設(shè)計中，制動轉(zhuǎn)速在每分鐘1800至3000轉(zhuǎn)的數(shù)量級。通過按照本發(fā)明的設(shè)計，這一制動轉(zhuǎn)速也可轉(zhuǎn)移到高于每分鐘3000轉(zhuǎn)的區(qū)域。容量系數(shù)越小，變換器也就越軟。這也意味著渦輪和泵輪力矩隨渦輪和泵輪轉(zhuǎn)速的變化過程，相比于迄今所裝置的變換器要平坦。
在本發(fā)明中，變換器即或“軟”設(shè)計，也可顯示相當(dāng)寬的次級特性曲線。
由此，提供了較大的加速度備用量，它最重要的是可在超載過程或加速階段使用，此外，許多情況下，在小檔中不需要退檔。
按照本發(fā)明設(shè)計的變換器，其可額外利用的次級特性曲線的區(qū)域，只有在不穩(wěn)定狀態(tài)占優(yōu)勢時才起動。
在這段時間釋放的熱量，不高于常規(guī)系統(tǒng)中的，因此不是臨界的。根據(jù)本發(fā)明的繼續(xù)發(fā)展是非常有意義的，這時在轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中藉助計算機單元快速計算出在駕駛運轉(zhuǎn)中釋放的熱量，并將如此建立起來的實際熱平衡與結(jié)構(gòu)條件允許的熱量比較。此外，還應(yīng)測量油溫，以便在計算時能從實際的溫度水平出發(fā)。
通過這一措施，將及時了解無規(guī)則的高熱量釋放，并因此而可進行降低熱量的事先設(shè)定。如果整個系統(tǒng)的熱負(fù)載太大，則降低打滑。如果摩擦面的負(fù)載太大，則打滑將按司機的愿望改變?nèi)绻緳C要加速，并還可提供轉(zhuǎn)換量的話，則降低鎖定力矩，并由此而使打滑增大。另一種情況為鎖定力矩加大，而降低打滑。
另一種本發(fā)明的繼續(xù)發(fā)展在于在變換器渦輪和鎖定離合器的摩擦盤之間，優(yōu)先在部分負(fù)載區(qū)有效地設(shè)置減振器單元，此時應(yīng)考慮一個完整的變換器跨接。這使比為全負(fù)載設(shè)計的常規(guī)減振器極大地改善扭轉(zhuǎn)振動的減振性能成為可能。在其它區(qū)域經(jīng)過打滑，高頻振動的隔離將得到保證。
扭力減振器將抑制和濾除由跨接離合器傳遞的振動和轉(zhuǎn)矩的不均勻性，至少達到可接受的程度，此時，扭力減振器的沖擊力矩，也就是如彈簧等減振介質(zhì)所能承受的最大力矩，小于標(biāo)稱力矩，也就是內(nèi)燃機的最大力矩。這意味著，根據(jù)本發(fā)明的扭轉(zhuǎn)減振器并不像迄今已知的技術(shù)，設(shè)計于驅(qū)動機組和內(nèi)燃機的全負(fù)載下。只要一達到?jīng)_擊力矩，跨接離合器及其扭力減振器在驅(qū)動旋轉(zhuǎn)方向上實際上表現(xiàn)為剛性驅(qū)動元件。由此，按照本發(fā)明的、用于液力轉(zhuǎn)矩變換器跨接離合器的扭力減振器，僅只設(shè)計于部分負(fù)載區(qū)，這樣的扭力減振器結(jié)構(gòu)可以特別簡單，因此可以保證制造費用非常有利。另外，扭力減振器的貯力元件，特別如螺旋彈簧，可設(shè)計得較弱，這樣所要求的結(jié)構(gòu)空間也較小，從而跨接離合器和扭力減振器所需要的結(jié)構(gòu)空間同樣也可以減小。此外，重量亦可減少。為了使扭力減振器的貯力元件對過載得到保護，如果在跨接離合器的扭力減振器之入口部分和出口部分之間設(shè)置特殊的檔板是非常恰當(dāng)?shù)摹?br> 該任務(wù)還可以這樣來解決，即摩擦離合器和轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)將這樣來控制，使得在所有的前向檔位和所有的前向傳動狀態(tài)下，至少有時達到部分的閉合。
如果扭力減振器的沖擊力矩和跨接力矩在內(nèi)燃機最大標(biāo)稱力矩的10％和60％的數(shù)量級之間，優(yōu)選在25％至50％數(shù)量級，則對大多數(shù)應(yīng)用場合來說都非常合適。然而，在許多應(yīng)用場合，扭力減振器的跨接力矩和沖擊力矩也可顯示較大或略為小一些之值。按照本發(fā)明的繼續(xù)發(fā)展，跨接離合器用的這種類型設(shè)計的扭力減振器，沒有特殊的摩擦裝置。這意味著只要預(yù)計到在扭力減振器的入口部件和出口部件之間的貯力元件能夠在這些部件之間抗得住相對的扭曲。
通過按照本發(fā)明的扭力減振器轉(zhuǎn)矩傳遞容量的設(shè)計，在部分負(fù)載區(qū)(也即驅(qū)動力矩在標(biāo)稱力矩的10％和60％以及25％和50％之間數(shù)量級的區(qū)域)出現(xiàn)的振動，可以很好地加以抑制。
如果減振器允許的扭轉(zhuǎn)角對比于迄今已知的跨接了變換器的離合器用減振器的扭轉(zhuǎn)角相對小的話，則可能特別適宜。這個扭轉(zhuǎn)角可以是±2°至±8°的數(shù)量級，優(yōu)選是±3°至±6°的數(shù)量級。減振器的總扭轉(zhuǎn)角，即兩個旋轉(zhuǎn)方向的總扭轉(zhuǎn)角因此為4°至16°，優(yōu)選為6°至12°?；谶m應(yīng)本發(fā)明設(shè)計的，跨接離合器用的扭力減振器可保證相對小的扭轉(zhuǎn)角，所以在負(fù)載改變，也即在拉力運轉(zhuǎn)中推力運轉(zhuǎn)的過檔，或相反時，減振器的沖擊可保持最小，從而驅(qū)動段的擺動可以受到限制甚至避免。十分有利的情況是，轉(zhuǎn)矩沖擊和這一沖擊的轉(zhuǎn)矩分量(它們位于減振器的沖擊力矩之上)，可以通過跨接離合器的打滑和空轉(zhuǎn)加以抑制和濾除，從而，它們至少基本上可由從動段和傳動裝置所保持。
如果減振器具有扭轉(zhuǎn)剛性，這種剛性在7到30(Nm/°)，優(yōu)選在8到15(Nm/°)數(shù)量級之間，則對大多數(shù)的應(yīng)用場合十分適宜。然而，對一些應(yīng)用場合這種剛性也可選擇小一些或大一些。對大多數(shù)應(yīng)用場俁，跨接離合器和扭力減振器可這樣設(shè)計使其沖擊力矩在30Nm到90Nm的數(shù)量級之間，優(yōu)選在40Nm到70Nm數(shù)量級之間。對發(fā)動機力量較弱的車輛，沖擊力矩也可設(shè)計得小一些。同樣，在發(fā)動機力量較強而重量也相應(yīng)大的車輛中，沖擊力矩必須設(shè)計得大一些。
按照本發(fā)明的驅(qū)動系統(tǒng)，有利的情況是，與一個控制和現(xiàn)有轉(zhuǎn)矩有關(guān)的打滑控制的跨接離合器的方法結(jié)合使用，此方法至少在傳動裝置的所有進檔級中，可保護按照能量和功率的觀點安置的控制裝置。按照本發(fā)明的驅(qū)動系統(tǒng)，也可與傳動裝置的控制和調(diào)節(jié)結(jié)合使用，這種使用在第一和(或)第二進檔級中可讓跨接離合器完全松開。
關(guān)于根據(jù)本發(fā)明的，在開頭提及類型的驅(qū)動系統(tǒng)和轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的另一個擴展可能性是，液動力轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的力矩控制和力矩調(diào)節(jié)可以這樣進行跨接離合器至少應(yīng)具有兩個運轉(zhuǎn)區(qū)，在這兩個區(qū)中，由跨接離合器傳遞的力矩大小相對于現(xiàn)有驅(qū)動機轉(zhuǎn)矩的調(diào)節(jié)，將根據(jù)另一觀點和另一橫式進行。這樣，至少校正系數(shù)Kme(轉(zhuǎn)矩分配系數(shù))、Kkorr(補償相乘性引入誤差的校正系數(shù))、MkorrMOT(補償相加于發(fā)動機力矩引入誤差的校正力矩)以及Mkorrwu(補償相加于離合器力矩引入誤差的校正力矩)中之一，在這兩個運轉(zhuǎn)區(qū)中不同地加權(quán)。這意味著這些系數(shù)中至少一個，優(yōu)選是Kme系數(shù)的大小，以及這一系數(shù)大小對由跨接離合器傳遞的力矩的作用，在兩個區(qū)中應(yīng)給予不同的定義。如果在第一個區(qū)域內(nèi)，由跨接離合器可傳遞的轉(zhuǎn)矩在驅(qū)動機(特別如內(nèi)燃機)最大力矩的10％和60％之間的數(shù)量級，優(yōu)選在15％和50％之間，而在緊接著的第二個區(qū)域內(nèi)，由跨接離合器傳遞的力矩超過上面第一區(qū)的力矩極限值，也即大于內(nèi)燃機最大力矩的50％和60％，則特別具有優(yōu)越性。如果在第一區(qū)通過跨接離合器可傳遞的最大力矩至少基本上與跨接離合器的扭力減振器的沖擊力矩相一致，則特別恰當(dāng)。通過這種型式的設(shè)計將保證較小振幅的轉(zhuǎn)矩振動，通過扭力減振器將被吸收和濾除，反之，具有轉(zhuǎn)矩尖峰(它在扭力減振器沖擊力矩之上)的振動，則通過跨接離合器的空轉(zhuǎn)，至少可以基本上被抑制。
在第一區(qū)中，跨接離合器的力矩調(diào)節(jié)和力矩控制，可以十分有利地這樣進行由跨接離合器可傳遞的力矩，在整個第一區(qū)至少基本上要大于內(nèi)燃機通常具有的力矩，而內(nèi)燃機的這一力矩是由注入的燃料量產(chǎn)生的。由跨接離合器可傳遞的力矩，此時經(jīng)由第一個轉(zhuǎn)速區(qū)可這樣調(diào)節(jié)至少經(jīng)由第一個轉(zhuǎn)速區(qū)的主要范圍的力矩應(yīng)與第一區(qū)中內(nèi)燃機的力矩變化近似同步地改變。這意味著當(dāng)由內(nèi)燃機給出的轉(zhuǎn)矩減小時，可由跨接離合器傳遞的力矩也隨之減小，然而此時這個力矩仍比內(nèi)燃機的力矩大。當(dāng)由內(nèi)燃機給出的力矩增大時，可由跨接離合器可傳遞的力矩相應(yīng)增大。如果可由跨接離合器傳遞的力矩是內(nèi)燃機通常具有的發(fā)動機力矩的1到至少1.2倍的話，則在此處是非常合適的。
根據(jù)本發(fā)明的另一個結(jié)構(gòu)變型，在第一個區(qū)中由跨接離合器傳遞的力矩，至少可以調(diào)節(jié)到接近一個恒定值，此時這個值可以是內(nèi)燃機最大力矩的25％和60％之間的數(shù)量級，優(yōu)選在內(nèi)燃機最大力矩的30％至50％數(shù)量級。十分有利的是，這個值至少可近似地與跨接離合器用扭力減振器的沖擊力矩和跨接力矩相當(dāng)，然而，優(yōu)選要略為大些，例如為跨接力矩的1.05至1.2倍。
根據(jù)另一個有意義的結(jié)構(gòu)變型，對由跨接離合器在第一個轉(zhuǎn)速區(qū)內(nèi)可傳遞的力矩的調(diào)節(jié)，也可這樣進行在此第一區(qū)的下面的部分范圍內(nèi)(有利的情況是，此范圍與內(nèi)燃機的空轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速相接)，由跨接離合器可傳遞的力矩，至少保持接近于一恒定值，并在緊接著的第一區(qū)的第二個部分范圍內(nèi)，由跨接離合器可傳遞的力矩，隨內(nèi)燃機力矩的變化而變化。后者意味著如果內(nèi)燃機的力矩在第二個部分范圍內(nèi)增大，跨接離合器可傳遞的力矩也增大，或者相反。在這第二個部分范圍內(nèi)，可由跨接離合器傳遞的力矩至少應(yīng)相等于、優(yōu)選則應(yīng)略大于內(nèi)燃機通常具有的力矩。
為了保證精確控制和調(diào)節(jié)由跨接離合器傳遞的力矩，如果由跨接離合器在第一轉(zhuǎn)速區(qū)內(nèi)傳遞的力矩不落至內(nèi)燃機標(biāo)稱力矩1％以下，優(yōu)選應(yīng)保持大于這一標(biāo)稱力矩的1％，則非常有利。從而將保證跨接離合器用的最低壓力，此壓力還可用已知的閥門滿意地調(diào)節(jié)。因此，以最低壓力水平為基礎(chǔ)，這個壓力可保持在按比例地窄的極限范圍內(nèi)。
如果第一區(qū)的空轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速達到最大至3000r/min，優(yōu)選在2000r/min之間，則對大多數(shù)應(yīng)用場合來說是非常有意義的。然而，對一些應(yīng)用場合，如果上面之值高于3000r/min或低2000r/min，也是合適的。
根據(jù)本發(fā)明恰當(dāng)?shù)睦^續(xù)發(fā)展，由跨接離合器可傳遞的力矩(考慮驅(qū)動機組的整個運轉(zhuǎn)區(qū))可這樣產(chǎn)生在此整個運轉(zhuǎn)區(qū)的第一個下部范圍，去振主要經(jīng)過減振器完成，而在緊接著的第二個范圍內(nèi)，去振主要通過在跨接離合器中打滑的調(diào)節(jié)來保證。在這第二個范圍內(nèi)已存在的減振器，間或也可起到附帶的作用，也就是說，減振器的貯力元件去壓又再受壓，此時這個減振器在第二范圍內(nèi)對去振來說仍然具有次要的作用。
主要為第一個轉(zhuǎn)速區(qū)設(shè)置的跨接離合器的扭力減振器，如已所提到的具有一個優(yōu)選的沖擊和跨接力矩，它在內(nèi)燃機最大力矩的10％和60％之間，優(yōu)選在15％和50％之間的數(shù)量級。根據(jù)本發(fā)明另一個擴展可能性，扭力減振器也可這樣設(shè)計該減振器除了被加有與上面提到的力矩大小相適應(yīng)的扭轉(zhuǎn)角之外還有一個按比例減小的扭轉(zhuǎn)角，此時，彈簧承受許多倍的負(fù)載，而且很陡峭，以致扭力減振器具有如此明顯的沖擊彈性，這個彈性可防止減振器中受扭轉(zhuǎn)限止的、起關(guān)鍵作用的結(jié)構(gòu)件相互間太厲害的碰撞。從而，可能存在的沖擊噪聲將極大地降低。通過沖擊彈性可能形成的扭轉(zhuǎn)角與其它預(yù)先介入的剩余扭轉(zhuǎn)角之間的比例，有利情況可以是1∶2至1∶5的數(shù)量級，優(yōu)選為1∶2.5的數(shù)量級。由沖擊彈性引起的扭轉(zhuǎn)剛度，有利情況比扭力減振器的這種沖擊彈性預(yù)先介入的扭轉(zhuǎn)剛度大4至10倍。在有利情況下，由沖擊彈性起作用的扭力減振器的末端沖擊力矩是如上面所述的、在第一區(qū)末端存在的力矩的2至5倍。然而，有利情況是，通過沖擊彈性可傳遞的最大力矩小于最大發(fā)動機力矩。通過沖擊彈性去壓的扭力減振器入口部件和出口部件間的扭轉(zhuǎn)角，位于0.5°至3°的數(shù)量級，此處，如果此角位于1°至2°數(shù)量級則更為有利。沖擊彈性也可這樣設(shè)計，使其完全在拉力方向起作用。
通過根據(jù)本發(fā)明的關(guān)于跨接離合器用的扭力減振器的擴展，可以避免如已所述的，在按比例降低力矩時出現(xiàn)的交流聲這個問題。這可能是由于上面提到的離合器的粘合態(tài)通過有扭力彈性的減振器的跨接之故。
根據(jù)本發(fā)明另一個有意義的繼續(xù)發(fā)展，當(dāng)驅(qū)動段中出現(xiàn)高振幅狀態(tài)時，例如當(dāng)出現(xiàn)共振、負(fù)載改變擺動或類似情況時，至少可降低第一區(qū)中可傳遞的力矩，從而跨接離合器中的打滑增大。在負(fù)載改變擺動時，假如有必要，則在推力狀態(tài)下，由跨接離合器可傳遞的力矩實際上可以完全消失。在上述運轉(zhuǎn)條件下，跨接離合器轉(zhuǎn)矩傳遞能力的降低，也可在第二個轉(zhuǎn)速區(qū)內(nèi)。以有利的方式出現(xiàn)。
根據(jù)優(yōu)選的結(jié)構(gòu)形式，驅(qū)動系統(tǒng)和傳遞系統(tǒng)可以這樣設(shè)計至少在主要行駛范圍內(nèi)所使用的內(nèi)燃機特性曲線，其主要部分落入第一區(qū)之內(nèi)。這一主要行駛范圍至少要以有利的方式包括發(fā)動機特性曲線的某些范圍，這些范圍對FTP75-Zyklus和(或)ECE-Zyklus來說涉及城市和鄉(xiāng)村道路以及高速公路交通(城市，90km/h，120km/n)。通過此類設(shè)計，在主要行駛范圍，實際上隔振起的作用超過減振器，同時變換器因此實際上總是被跨接的，從而可保證能量和燃料均節(jié)約的運轉(zhuǎn)方式。這在迄今已知的帶打滑調(diào)節(jié)的跨接離合器的驅(qū)動系統(tǒng)中并非這種情況，因為在這種系統(tǒng)中恰好在第一個轉(zhuǎn)速區(qū)要調(diào)節(jié)打滑，這如同由開頭所舉出的技術(shù)狀態(tài)所發(fā)生的一樣。因此，根據(jù)本發(fā)明優(yōu)先在主要行駛范圍設(shè)計的跨接離合器的扭力減振器，對在主要行駛范圍內(nèi)出現(xiàn)的扭轉(zhuǎn)振動可以比對駕駛范圍大而設(shè)計的減振器結(jié)構(gòu)達到好得多的抑制效果。從這點出發(fā)，可以提供特別緊湊的變換器結(jié)構(gòu)。
根據(jù)本發(fā)明擴大的可能性，在第二轉(zhuǎn)速區(qū)由跨接離合器可傳遞的力矩，可以承受內(nèi)燃機通常具有力矩的0.6至1倍，優(yōu)選為0.8至0.9倍。如果在第二轉(zhuǎn)速區(qū)內(nèi)可由跨接離合器傳遞的力矩已經(jīng)保持在現(xiàn)有發(fā)動機力矩之下，則很為合適。通過這種設(shè)計可以保證在第二個運轉(zhuǎn)區(qū)內(nèi)，在跨接離合器中已存在一個較小的打滑，它將用于抑制在該區(qū)內(nèi)出現(xiàn)的、引起扭力振動的轉(zhuǎn)矩不均勻性。
在沒有達到臨界狀態(tài)的車輛中，即這種車輛在第二轉(zhuǎn)速區(qū)和運轉(zhuǎn)區(qū)中不會顯示較大的轉(zhuǎn)矩不均勻性，其跨接離合器實際上可以閉合，這意味著由跨接離合器可傳遞的的力矩，至少應(yīng)與由內(nèi)燃機在相應(yīng)的時間點給出的力矩相當(dāng)，最好略高一些。此處的比例優(yōu)選在1至1.2之間的數(shù)量級。
在上面的描述中，始終是關(guān)于兩個運轉(zhuǎn)區(qū)的論述，此處，區(qū)的意思是指附加在空轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速上的區(qū)。然而，本發(fā)明不限于這樣的結(jié)構(gòu)形式，即在驅(qū)動系統(tǒng)按整個轉(zhuǎn)速分的運轉(zhuǎn)區(qū)中，在空轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速之上僅分為兩個區(qū)域，而是也設(shè)計了這樣一種結(jié)構(gòu)變型，即在整個運轉(zhuǎn)區(qū)中分成多于兩個的區(qū)域。于是，在許多驅(qū)動系統(tǒng)中，如果在已描述過的兩個區(qū)域之上再加上一個第三個區(qū)域，而在此第三區(qū)內(nèi)始終存在一個完整的變換器跨接的話，將是非常合適的。這個第三區(qū)包含一個轉(zhuǎn)速范圍，它位于第二區(qū)轉(zhuǎn)速范圍之上。此處，第三轉(zhuǎn)速區(qū)的下值必須這樣確定即在這個值之上，不能再由內(nèi)燃機發(fā)生干擾性的激發(fā)，從而，不必再通過打滑來抑制振動。
根據(jù)本發(fā)明的繼續(xù)發(fā)展，在以內(nèi)燃機作為驅(qū)動機組的傳遞系統(tǒng)中，可以設(shè)一裝置，它至少在加速過程中能夠確定是否通過松開跨接離合器并保持同一檔或同樣的傳動比而可經(jīng)由轉(zhuǎn)矩變換來提高牽引力，如果是這樣，則松開跨接離合器保持已掛入的檔或已有的傳動比，否則，傳動裝置至少要退一個檔級或改變傳動比，此時，離合器同樣至少可以部分松開，從而在跨接離合器中的打滑將得到提高。所說的裝置可以由電子計算機和處理器構(gòu)成，通過相應(yīng)的傳感器獲得并傳送必要的參數(shù)及其大小。許多這些參數(shù)也可在電子計算機中以圖形或特性曲線的形式儲存。例如內(nèi)燃機的特性曲線，和(或)變換器的特性曲線，和(或)變換器跨接離合器的特性曲線等，均可在電子計算機中儲存。內(nèi)燃機的運轉(zhuǎn)狀態(tài)可以進一步由與轉(zhuǎn)速、節(jié)流閥角，和燃料量、吸管負(fù)壓以及必要時噴油時間的關(guān)系來確定。
本發(fā)明一般地涉及轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)和方法，這里所指的是在其驅(qū)動鏈中設(shè)置了自動傳動裝置的系統(tǒng)。該自動傳動裝置可以是具有一個和多個分立傳動比的分級傳動裝置，或者也可以是具有可控制的連續(xù)變化傳動比的無級傳動裝置，例如一個可無級調(diào)節(jié)的圓錐圓盤配合傳動裝置。
如已所述，在按本發(fā)明的驅(qū)動系統(tǒng)中，從某一個發(fā)動機轉(zhuǎn)速和一定的車輛速度起，變換器也可進行全跨接，因為，在這個發(fā)動機轉(zhuǎn)速之上，基于完全跨接，實際上很堅實的驅(qū)動系統(tǒng)對那里出現(xiàn)的扭力振動不十分靈敏。于是，在這一定的發(fā)動機轉(zhuǎn)速之上，離合器跨接的力矩可以調(diào)節(jié)到大約與發(fā)動機力矩相當(dāng)或在其上之值。
通過與對由跨接離合器可傳遞的力矩進行調(diào)節(jié)和控制的策略相結(jié)合、根據(jù)本發(fā)明的扭力減振器的設(shè)計，至少可以緩解內(nèi)燃機部分負(fù)載區(qū)中在跨接離合器的摩擦盤上產(chǎn)生的、由粘合和滑動間的過渡而引起的力矩脈沖，這種脈沖可以在車輛中產(chǎn)生交流噪聲。此外，在第一個區(qū)域，基于調(diào)節(jié)得較低的離合器跨接力矩，不會形成碰撞振動。扭力減振器的柔度必須與通常的驅(qū)動系統(tǒng)和通常的車輛相一致。只要扭力減振器顯示出在車輛運轉(zhuǎn)中必須穿過的共振區(qū)，于是立即可讓離合器出現(xiàn)打滑。從而可抑制交流聲和喀喇聲的激發(fā)。
為了限制在第一區(qū)中的負(fù)載改變，不僅扭力減振器的扭轉(zhuǎn)角起作用，而且跨接離合器對內(nèi)燃機的最大力矩的控制，使其降到較低的水平也起作用。如已所述，這種控制可以這樣進行至少在第一個區(qū)域內(nèi)跨接離合器的轉(zhuǎn)矩傳遞能力只有極小的一部分超過現(xiàn)有發(fā)動機力矩。在負(fù)載改變過程中驅(qū)動段的振動激發(fā)，可以根據(jù)本發(fā)明驅(qū)動機組的擴展繼續(xù)給予抑制。在第二個轉(zhuǎn)速區(qū)內(nèi)，該區(qū)適應(yīng)內(nèi)燃機的較高負(fù)載，只以較小的力矩作為現(xiàn)有發(fā)動機力矩而跨接，從而出現(xiàn)打滑。這一打滑在某一確定的力矩范圍內(nèi)同樣起到消除噪聲的作用，最重要的還是在與扭力減振器共同起作用，因為在這一區(qū)內(nèi)，跨接離合器的摩擦面之間還可以出現(xiàn)由粘合到滑動的過渡過程。
在驅(qū)動機組的，特別如內(nèi)燃機的整個運轉(zhuǎn)區(qū)和整個特性曲線范圍內(nèi)，只有當(dāng)從能量的角度來看是適宜的，然后才能跨接。亦即存在這樣有意義的區(qū)域，以不跨接駕駛代替部分或完全跨接。同樣，在司機希望加速時，跨接離合器也將松開，以導(dǎo)致轉(zhuǎn)矩變換。
根據(jù)本發(fā)明的驅(qū)動系統(tǒng)和(或)根據(jù)本發(fā)明的用于調(diào)節(jié)由跨接離合器可傳遞的力矩的方法步驟，發(fā)現(xiàn)有利的情況是可與軟轉(zhuǎn)矩變換器相結(jié)合使用。這樣一種軟變換器部件，使改善汽車的加速性能成為可能，因為這種變換器具有較大的轉(zhuǎn)矩變換量，并因此可以使用較大的變換范圍。由這點出發(fā)，軟變換器與常規(guī)設(shè)計的變換器比較，可在寬的范圍使用較好的效率，從而損耗功率和由此引起的燃料消耗，以及油溫，可以得到降低。軟轉(zhuǎn)矩變換器效率較差的區(qū)域?qū)⒈豢缃雍吞^，或甚至當(dāng)現(xiàn)有發(fā)動機力矩與某一確定的打滑所允許的轉(zhuǎn)矩值成比例時，跨接離合器將閉合。通過變換器及其跨接離合器的這種形式的調(diào)節(jié)和控制，可以保證，在所有架駛狀態(tài)中，均可以較佳的效率和較低的損耗功率來行駛。因為通過根據(jù)本發(fā)明的驅(qū)動系統(tǒng)的擴展，在傳動裝置的所有駕駛檔和所有的傳動比中的跨接成為可能，所以用這樣的驅(qū)動系統(tǒng)裝備的汽車，其燃料消耗在很大程度上低于無變換器以及用常規(guī)變速箱裝備的汽車。
這個措施使特別緊湊的變換器結(jié)構(gòu)成為可能，在這種結(jié)構(gòu)中，由上面提到的鎖定控制的效率僅只具有次要的意義。
另一些本發(fā)明的措施，在


和圖紙的下注要求中列出。
本發(fā)明的另一個基本思想涉及，如已所述，一個液力轉(zhuǎn)矩變換器用的跨接離合器，它具有一個泵輪、一個渦輪、一個導(dǎo)輪，以及一個與旋轉(zhuǎn)軸同心、與泵輪無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)結(jié)并包圍著渦輪的變換器蓋，此處，根據(jù)另一個獨立的，或者至少與另一個以現(xiàn)有申請為基礎(chǔ)的特點相結(jié)合的、可使用的發(fā)明特點，而在變換器蓋和渦輪之間設(shè)置的同心的環(huán)形活塞，其徑向外部具有錐形離合器摩擦面的作用。這時，環(huán)形活塞的徑向內(nèi)部具有一個置于與渦輪無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接的反向密封套筒之上的密封套筒，并至少有一個圓環(huán)形結(jié)構(gòu)的減振器單元的減振器元件，設(shè)置于與環(huán)形活塞無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)結(jié)的減振器驅(qū)動部件和與渦輪無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)結(jié)的減振器從動部件之間的圓周方向上。
此處，減振器單元如已所述，可以包含一個帶有扭力彈簧介質(zhì)的減振器，這種介質(zhì)呈圓環(huán)形結(jié)構(gòu)，并設(shè)置在套筒件和一個與相應(yīng)設(shè)計成錐形的變換器蓋的反向摩擦面共同起作用的摩擦面之間、環(huán)形活塞指向變換器蓋的一側(cè)。
帶有背向渦輪一側(cè)開口的錐體的上述類型跨接離合器，顯示特別小的軸向結(jié)構(gòu)長度，同時使設(shè)置帶有大扭轉(zhuǎn)角的彈簧減振器成為可能，因為圓環(huán)形的減振器元件可以安裝在渦輪的徑向外部區(qū)和設(shè)有摩擦面的環(huán)形活塞的離合器摩擦盤之間。這導(dǎo)致渦輪的周邊區(qū)和環(huán)形活塞的離合器摩擦盤之間的充填空間擴大，并因此將改善裝入減振器單元的可能性。
對許多應(yīng)用場合來說，如果環(huán)形活塞和變換器蓋之間的共同起作用的摩擦面，形成指向渦輪開口的錐體，也是十分有利的。這種結(jié)構(gòu)方式也將保證錐形離合器典型的力的增強，和環(huán)形活塞特別堅固的結(jié)構(gòu)。
一個結(jié)構(gòu)上很有意義的擴展可預(yù)見如下減振器的從動部件，在渦輪的徑向外部區(qū)與渦輪無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接在一起，減振器元件的從動側(cè)支撐于其上，而與環(huán)形活塞無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接在一起的減振器驅(qū)動部件造成其驅(qū)動側(cè)的支撐。
在這個減振器從動部件中，可以適當(dāng)?shù)靥幚沓梢粋€和渦輪焊接在一起、帶有凸出于環(huán)形活塞摩擦盤方向上的撥盤銷的環(huán)形部件。
減振器驅(qū)動部件與此相反，優(yōu)選采用扁簧形式的結(jié)構(gòu)，與環(huán)形活塞無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接在一起，并設(shè)有凸出于離合器摩擦盤指向轉(zhuǎn)矩變換器渦輪一側(cè)的、且與彈性元件嵌住的臂，以及在圓周方向的前端支撐的撥盤。
根據(jù)附圖，按照本發(fā)明的控制方法的下列詳情將予以說明即關(guān)于它在帶有內(nèi)燃機驅(qū)動裝置和一個帶液力轉(zhuǎn)矩變換器的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)、一個與之平行設(shè)置的跨接離合器的汽車中的應(yīng)用，以及通過這一控制方法，與已知的控制方法相比較可以達到的優(yōu)點，正如作為結(jié)構(gòu)例子用圖表說明的跨接離合器那樣。具體說明如下圖1a帶有液力轉(zhuǎn)矩變換器和與之并行設(shè)置并跨接了變換器的摩擦離合器的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)之原理圖示；圖1b發(fā)動機力矩和發(fā)動機轉(zhuǎn)速的函數(shù)關(guān)系的圖示，圖1c變換器耗損的比較圖1d耗損功率和車輛速度的函數(shù)關(guān)系圖1e變換器設(shè)計對牽引力的影響圖2對應(yīng)于圖1所示的帶變換器和鎖定離合器的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的原理圖的并帶有附加的壓力介質(zhì)控制方案的半剖面圖；圖3力矩分配的圖解。力矩中的一部分來自轉(zhuǎn)矩變換器而另一部分由跨接離合器傳遞，它們與在變換器上以及跨接了變換器的摩擦離合器上出現(xiàn)的打滑有依賴關(guān)系；圖4根據(jù)本發(fā)明的力矩控制的變換器跨接，在汽車加速時的換檔過程中，變換器上發(fā)動機轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)速差與時間的關(guān)系曲線；圖5在力矩控制的變換器跨接中，當(dāng)汽車以換檔過程加速時，對應(yīng)于圖4的從動裝置力矩與時間的關(guān)系曲線；圖6與圖4類似，在加速時以及在打滑調(diào)節(jié)的變換器跨接中轉(zhuǎn)速的特性曲線；圖7對應(yīng)于圖6，與圖5類似，加速時和在打滑調(diào)節(jié)的變換器跨接中，從動裝置力矩與時間的關(guān)系曲線；圖8與圖4和圖6類似，以在一個換檔過程中松開而在其后的換檔過程中又再接入的變換器跨接加速時，轉(zhuǎn)速的特性曲線；圖9對應(yīng)于圖8，與圖5和6類似，以在一個換檔過程中松開而在其后的換檔過程又再接入的變換器跨接加速時，從動裝置力矩與時間的關(guān)系曲線；圖10作用于跨接離合器上的壓力差與經(jīng)一掃描時間間隔達到預(yù)期壓力差值所需時間(見圖示)之間關(guān)系的特性曲線；圖11a帶跨接了液動力變換器的摩擦離合器的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)；圖11b和圖11c跨接了變換器的離合器上的溫度分布圖11d和圖11e跨接了變換器的離合器上的最大表面加壓圖12力矩分配的圖解。力矩中的一部分來自轉(zhuǎn)矩變換器而另一部分由跨接離合器傳遞，它們在與變換器上以及跨接了該變換器的摩擦離合器上出現(xiàn)的打滑有依賴關(guān)系；
圖13在“硬”設(shè)計的變換器的一組初級特性曲線中，以渦輪/泵轉(zhuǎn)速比作為參數(shù)的泵力矩與泵轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線；圖14在一組次級特性曲線中，“硬”設(shè)計的變換器的渦輪力矩與渦輪轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線；圖15以常規(guī)方式“硬”設(shè)計的變換器的從動裝置特性曲線；圖16與圖13類似，帶有以渦輪/泵輪轉(zhuǎn)速比為參數(shù)的泵力矩與泵轉(zhuǎn)速關(guān)系曲線的“軟”設(shè)計的變換器的一組初級特性曲線；圖17在按圖16“軟”設(shè)計的變換器的一組次級特性曲線中，渦輪力矩與渦輪轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線；圖18按照圖16和圖17相互重疊的次級特性曲線，“軟”設(shè)計的變換器額外可利用的變換范圍；圖19與圖15類似，按照圖18軟設(shè)計的變換器的從動裝置特性曲線；圖20變換器設(shè)計對耗損的影響，圖21發(fā)動機和傳動裝置的轉(zhuǎn)動振蕩，圖22帶有普通彈簧減振器的負(fù)載變化抑制，圖23打滑對振動的抑制作用，圖24帶有打滑和沒有打滑的負(fù)載變化抑制，圖25不帶有和帶有小型扭力減振器時的必要的打滑量，圖26打滑、小型扭力減振器、錐形設(shè)計和自適應(yīng)控制器相互作用的“泡泡圖”，圖27一組不同的關(guān)于Kme系數(shù)的配置和Kme特性曲線的標(biāo)準(zhǔn)例子的示圖；圖28適用于跨接了變換器的離合器的力矩控制方法的流程圖；圖29一組說明相加的和相乘的、對離合器力矩控制有用的校正系數(shù)的示圖；圖30離合器力矩控制流程圖；圖31跨接了液動力變換器的摩擦離合器的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)；圖32和圖33根據(jù)圖24的扭力減振器的詳圖；圖34鎖定離合器用減振器的可能的扭力特性曲線；圖35“軟”設(shè)計的變換器的從動裝置特性曲線示圖；圖36打滑量頻度圖37上坡時的耗損圖38表示控制方法的原理39牽引力圖在圖1a和2中示出的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)10包括一轉(zhuǎn)矩變換器11和一個用流動壓力方法工作的且與轉(zhuǎn)矩變換器跨接的跨接離合器12。轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)通過一個僅用示意表示的軸13和一未畫出的內(nèi)燃機連著動作，并在另一邊，即從動的一邊，則通過一個從動軸14和一個置于從動鏈后面的自動傳遞機構(gòu)連接而驅(qū)動，該傳遞機構(gòu)同樣也未畫出來。
如圖2中轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)10的半剖原理圖與壓力控制原理圖聯(lián)在一起所示，轉(zhuǎn)矩變換器11相當(dāng)于一個常規(guī)的液力轉(zhuǎn)矩變換器。該液力轉(zhuǎn)矩變換器11由一與內(nèi)燃機的從動裝置相連接的變換器蓋16，一個和變換器蓋一起組成變換器殼的泵輪17，一個在另一邊通過從動軸和未畫出的自動傳動機構(gòu)連接的渦輪機輪18以及一個安置于泵輪和渦輪機輪之間的導(dǎo)輪19組成?？缃釉谧儞Q器上的摩擦離合器12則安置于渦輪機輪18和變換器蓋16之間，并且具有一個與變換器的渦輪機輪無相對轉(zhuǎn)動地牢固連接的離合器盤20，該盤的摩擦層21和變換器蓋16的背面22協(xié)同工作。此外摩擦離合器還具有一個面向渦輪機輪18的后室24和一個面向變換器蓋16的前室25。
變換器是一個流量傳動裝置，附有泵17，渦輪機18和導(dǎo)輪19。沒有打滑則不能傳遞力矩。在恒定的輸入轉(zhuǎn)矩時，打滑越大則力矩就越大。圖1b示出牢牢剎住從動裝置的該種情況，圖16中的實線表示普遍的變換器，間斷線代表軟變換器。
所謂軟變換器意即在相同的力矩下，有一較大的打滑，也可以說在相同打滑下傳遞較小的力矩。較軟的變換器對發(fā)動機有較小的阻力。若駕駛員要求有較高的力矩，則較軟的變換器就建立較高的轉(zhuǎn)速差。
較高的轉(zhuǎn)速差引起所謂的橡皮帶效應(yīng)，車輛對加大油門反應(yīng)滯后，也就是說它與油量無關(guān)。
但大多數(shù)廢氣排放試驗是從冷態(tài)開始。當(dāng)發(fā)動機在這種狀態(tài)下比較容易達到較高的轉(zhuǎn)速時，則很快發(fā)熱，廢氣排放就明顯改善。
在給定的發(fā)動機轉(zhuǎn)速時，軟變換器給發(fā)動機施以較小的力矩。車輛處在發(fā)動機空轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)速時，發(fā)動機必須克服變換器力矩，由此軟變換器在車輛靜止時的耗損是較小的。
在圖1c中舉例示出了軟變換器的車輛靜態(tài)耗損為0.95，相對而言，普通變換器的損耗為1.60。
在要求的從動力矩下，例如在給定的坡度下給定了車輛的速度時，軟變換器中打滑量變大，如圖16所示，則其耗損也變大(圖1d)。
與離合器相反，轉(zhuǎn)矩變換器可將轉(zhuǎn)矩變大。在相同直徑下，在軟變換器的設(shè)計中這類力矩變換是較高的。
在相同直徑下，要提高變換量到變換器將變軟一點。較大的變換量導(dǎo)致牽引力(由此而加速能力)上升(圖1e)。
變換器11以熟知的方法通過在泵輪一邊的通入變換器殼內(nèi)的注入管30由一未畫出的壓力劑源供給流動壓力劑，此時通過一控制閥31進行壓力控制，控制閥由另一邊的控制元件32進行控制。與此相反流動壓力劑的排出則是通過一未示出的管道進入一僅粗略畫出的冷卻器33來完成的。除了對渦輪機輪18進行沖擊外，流動壓力劑的壓力還對泵輪17的排出一邊，也對摩擦離合器12的后室的排出一邊起作用。作用于離合器盤20，把盤壓到變換器蓋16的背面22上，使盤的摩擦層21與其相互作用。因為按照本發(fā)明，在所有工作范圍內(nèi)離合器是打著滑運行的，根據(jù)打滑情況在離合器盤20的摩擦層21和一起作用的變換器蓋16的背面22之間有或大或小的間隙，結(jié)果在離合器盤20和從變換器蓋16延伸的前室25之間產(chǎn)生一個扼流的流動壓力沖擊。前室25的流動壓力劑沖擊可運用一經(jīng)過管道34和該室相連接的閥門進行這樣的控制，即用一可調(diào)的并在前后室間作用的壓力差來確定由摩擦離合器12可傳遞的轉(zhuǎn)矩。
鑒于變換器11和與其跨接的摩擦離合器12是并聯(lián)安置的，故發(fā)動機力矩等于由變換器及泵輪和離合器傳遞的力矩的總和，故MMoter(M發(fā)動機)＝MKupplung(M離合器)+Mpumpenrad(M泵輪)傳動裝置力矩假定不考慮傳遞系統(tǒng)的耗損，則等于由變換器及渦輪機輪傳遞的力矩的總和。故MGetriebe＝MKupplung+MTurbinerad(M傳動裝置＝M離合器+M渦輪機輪)或(＝M離合器+(M泵輪×變換量))。
由變換器和由跨接的摩擦離合器傳遞的發(fā)動機力矩分配隨打滑量變化的關(guān)系示于圖3?？梢钥闯?，隨著打滑量增大則由變換器傳遞的發(fā)動機力矩分量就上升，相應(yīng)的由離合器傳遞的力矩就下降。
根據(jù)本發(fā)明的控制方法當(dāng)然打滑量是不調(diào)節(jié)的，而是與發(fā)動機工作狀態(tài)有關(guān)。此狀態(tài)由摩擦離合器傳遞發(fā)動機力矩的分量確定，并由一計算機單元例如一個微處理機，把預(yù)先確定的轉(zhuǎn)矩傳遞所必需的壓力差調(diào)節(jié)到摩擦離合器上，打滑量則隨之自行發(fā)生。
圖4示出在加速時和在提高掛檔時例如從2檔掛成3檔時的情況下，變換器上發(fā)動機轉(zhuǎn)速(40)和轉(zhuǎn)速差(41)的隨時間變化曲線。由于加速，發(fā)動機轉(zhuǎn)速先在2檔一直到松開掛檔都是增加的，在42處開始的掛檔過程中則下降。在變換器上的轉(zhuǎn)速差則相反，先保持恒定，然后上升但在掛檔過程中則急劇上升，在從2檔換至3檔后在43處發(fā)動機轉(zhuǎn)速下降，且在變換器上的轉(zhuǎn)速差下降，后者經(jīng)一細(xì)小的過量擺動而上升到比掛檔前保持的恒定值要高一些的水平上。這些都示于圖4。發(fā)動機轉(zhuǎn)速則相反，當(dāng)在3檔的加速條件下又稍有升高。很明顯，沒有任何一個時間點跨接的摩擦離合器是粘在變換器上的，而且在所有運行范圍內(nèi)更確切地說是帶打滑運行的。
特別值得感興趣的是在圖5中對應(yīng)于圖4的一段時間所表示的從動力矩44。在掛檔過程時劇烈下降，然后在大量打滑情況時，鑒于因此而必然要提高力矩，而從動力矩陡然上升，在掛檔過程終止時無明顯波動，在其余時間是立即減退的殘余擺動(46)在驅(qū)動鏈上回落到與3檔相當(dāng)?shù)闹怠?br> 圖6和圖7表明對由打滑量調(diào)節(jié)的變換器跨接來說，掛檔過程時的情形完全不同。圖6和7也是關(guān)于一個正在加速的車輛從2檔換到3檔的換檔情況。
如圖6所示，發(fā)動機轉(zhuǎn)速(40’)在2檔一直到42’處的松開掛檔過程都是上升的，而在變換器上的轉(zhuǎn)速差(41’)和由此出現(xiàn)的打滑量則保持恒定。在42’開始掛檔時發(fā)動機轉(zhuǎn)速下降，而在變換器上的轉(zhuǎn)速差則上升。換到3檔以后發(fā)動機轉(zhuǎn)速和變換器上的轉(zhuǎn)速差又再下降。
因為在由打滑量控制的變換器跨接中是致力于使變換器上的轉(zhuǎn)速差在掛檔過程中也保持恒定不變的，掛檔過程比力矩調(diào)節(jié)的變換器跨接持續(xù)的時間要長，這是因為變換器的渦輪機不能給于補充。在掛檔過程終止時在47處出現(xiàn)跨接的摩擦離合器的粘接，因為當(dāng)調(diào)整了偏差后，打滑量才能起調(diào)節(jié)作用，然而也僅限于由調(diào)節(jié)元件和調(diào)節(jié)穩(wěn)定度限制的速度。如圖6所示掛檔過程持續(xù)較長時間后最終使打滑量(41’)再調(diào)節(jié)到掛檔過程前所具有的水平。
在打滑量控制的變換器跨接上在掛檔過程開始時從動力矩(44’)也是急劇下降的，其后以與在力矩調(diào)節(jié)的變換器跨接一樣的方式陡然上升，并在這種掛檔過程終止時，以明顯的逐漸衰退的殘余擺動(46’)回落到與3檔相當(dāng)?shù)闹怠?br> 很明顯，對于由打滑量調(diào)節(jié)的變換器跨接，其轉(zhuǎn)速梯度和轉(zhuǎn)速差在掛檔終止時是很大的，這就是造成掛檔過程終止時摩擦離合器粘接的原因，并由于完全跨接的變換器而在從動鏈上出現(xiàn)所提到的殘余擺動。
圖8和圖9也示出類似于圖4和5的掛檔過程中的車輛的加速情形，這時跨接的變換器在掛檔過程時是斷開的，但是在換到較高檔上以后是閉合的。
從圖8可看出發(fā)動機轉(zhuǎn)速(40”)一直到42”處的松開掛檔是上升的，相反變換器的轉(zhuǎn)速差(41”)是稍有下降的。在掛檔過程中發(fā)動機轉(zhuǎn)速相應(yīng)于換檔到一較高的檔上而下降。在變換器上轉(zhuǎn)速差41”在進入換檔過程時是上升的，然后在掛檔終止時再下降，并在經(jīng)過預(yù)定時間后由于接上變換器跨接在48處變?yōu)榱?。對從動力矩其情況首先完全相似于根據(jù)本發(fā)明的變換器跨接的力矩調(diào)節(jié)，但在掛檔過程終止時立即出現(xiàn)快速衰減的過度擺動46”，在轉(zhuǎn)速差下降到零時，亦即在完全接上對變換器跨接的摩擦離合器時，在從動鏈中出現(xiàn)明顯的掛檔沖擊，并以甚為緩慢的衰減進行擺動(49)。
把按圖4和圖5的根據(jù)本發(fā)明的控制方案和按圖6和7的由打滑量調(diào)節(jié)的變換器跨接，以及按圖8和圖9的在掛檔過程時斷開而掛檔后閉合的變換器跨接調(diào)節(jié)方案作一比較，在本發(fā)明的力矩調(diào)節(jié)的變換器跨接上出現(xiàn)的掛檔沖擊比在其他調(diào)節(jié)方案的明顯的要小。這是因為在掛檔時不言而喻以預(yù)定的打滑量運行的變換器跨接可以補充供給并且轉(zhuǎn)速差能相應(yīng)的升高。
在圖10中示出了對鎖定離合器上起作用的壓力差ΔP與時間的關(guān)系曲線50。從起始應(yīng)力差ΔPstart(ΔP起始)出發(fā)隨著時間壓力差上升，起先陡然上升，這在ΔP起始的切線51已表示出來，然后漸漸上升減慢，最后漸近于以虛線示出的表示額定壓力差的直線52?？吹贸鍪峭ㄟ^逐步趨近的，其中從時間tn上的壓力差ΔPn出發(fā)按權(quán)利要求第29條所給出的公式確定經(jīng)過Δt的時間間隔后至?xí)r間tn+1時的壓力差ΔPn+1，計算時間隔Δt后所要求的壓力差梯度，該梯度用液壓泵流調(diào)整，最后多次重復(fù)此步驟一直到達到以虛線示出的表示壓力差額定值的直線52為止。
在圖11a中作為詳細(xì)例子畫出轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)60，它相當(dāng)于一個帶有一個跨接離合器62，和一個在轉(zhuǎn)矩變換器和跨接離合器間工作的減振單元63的流體動力學(xué)的轉(zhuǎn)矩變換器61。
轉(zhuǎn)矩變換器61包含有一個與內(nèi)燃機(未畫出)無相對轉(zhuǎn)動地處于驅(qū)動連接狀態(tài)的泵輪65，一個與從動的套筒66有效連著的渦輪機輪67，一個在泵輪和渦輪機輪之間流動環(huán)流中牢固安置的導(dǎo)輪68以及一個和泵輪無相對轉(zhuǎn)動地固緊連接的并包圍渦輪機輪的變換器蓋70。
變換器蓋70是和泵輪65無相對轉(zhuǎn)動地固緊連接著的，并通過向泵輪背面一邊突出的中心銷71，72參與和內(nèi)燃機的驅(qū)動連接，在銷上有一未畫出的內(nèi)燃機飛輪。
在渦輪機輪67和變換器蓋70之間安置一個與變換器的轉(zhuǎn)軸同心的環(huán)狀活塞74，它是一個異形板金工制件。該環(huán)狀活塞徑向內(nèi)部有一密封套筒75，在其上裝有一反向密封套筒76，這套筒是由與渦輪機輪無相對轉(zhuǎn)動地固緊連著的套筒部件66向前延伸而成?；钊麖较蛲獠繛橐粋€由錐形的摩擦面79形成的離合器摩擦盤78。
環(huán)形活塞74的摩擦盤78的錐形摩擦面79上具有一層合適的外皮，該面和泵輪65的相對摩擦面80一起作用。泵輪65則與變換器無相對轉(zhuǎn)動地固緊連著。一起作用的摩擦面錐形按照帶有稀陰影線的結(jié)構(gòu)向著離開渦輪機輪65方向的一面打開。鑒于該種結(jié)構(gòu)，在渦輪機輪67和錐形的環(huán)狀活塞的離合器摩擦盤78之間外圍區(qū)域形成一個從變換器蓋70外面環(huán)繞的楔形環(huán)狀區(qū)。
錐形設(shè)計79的優(yōu)點主要是其堅硬的錐形結(jié)構(gòu)和較大的摩擦面*可排出的耗損功率明顯的是較大的，耗損功率相同時，最大的油溫較低，此有助于問題5(控制速度)，問題2(發(fā)動機加壓)和問題3的其余部分(調(diào)節(jié)參數(shù)問題)的解決。
*外皮負(fù)荷則通過均勻的表面壓力而減小。
*可傳遞的力矩變大。許多單片跨接離合器目前已處于它們的功率極限。由于通過冷油流動的液流效應(yīng)進一步降低了可傳遞的力矩。
*重量和質(zhì)量慣性力矩是較小的，因為根據(jù)堅硬的錐形結(jié)構(gòu)可以選用較薄的板皮。
*變換器膨脹變得較小故改善了可控制性。
局部發(fā)生的最高油溫對于油的壽命起很大作用。溫度通過外皮冷卻而保持得較低，見圖11b、11c。
由于外皮冷卻使負(fù)載面積減小。然而對錐體該問題，因為外皮壓力是均勻的(圖11d和圖11e)。此外由于油流使可傳遞的力矩下降，此有助于錐體79的增強效應(yīng)。
在此楔形的環(huán)狀區(qū)內(nèi)放置了帶有環(huán)形減振器彈簧元件82的減振器單元63，該元件在圓周方向從相應(yīng)的一端支撐和環(huán)狀活塞74無相對轉(zhuǎn)動地固緊連接的減振器驅(qū)動部分83，并在另一端支撐與渦輪機輪67無相對轉(zhuǎn)動地固緊連接的減振器從動部分84。
減振器驅(qū)動部分83是做成薄片彈簧狀，安裝在從環(huán)狀活塞74指向渦輪機輪67的一邊，在環(huán)狀活塞密封套筒75和離合器盤78之間的范圍內(nèi)利用鉚釘85無相對轉(zhuǎn)動地固緊連接。圍繞著環(huán)狀活塞74周圍運行的減震器驅(qū)動部分83前面并環(huán)抱著彈簧元件82的臂86、87以及在正面端各支撐著相應(yīng)的彈簧元件的夾緊裝置88、89向著離開離合器摩擦盤78的摩擦面79方向的一邊向前伸展。
減振器從動部分84指的是渦輪機輪67的周圍區(qū)焊接的弓形板，從該板起在環(huán)狀活塞74的離合器摩擦盤78的方向上有夾緊裝置的抓鉤90，它參與在另一端對減振器彈簧元件82的支撐。彈簧元件處于減振器驅(qū)動部分83的夾緊裝置88、89和前面的減振器從動部分84的夾緊裝置抓鉤90之間。
變換器41的減振器單元43優(yōu)先設(shè)置于主要行駛范圍(即主駕駛區(qū))內(nèi)，即圖18和19中以陰影線形式表示的面積。由于僅在該主要行駛范圍內(nèi)才出現(xiàn)變換器完全的跨接，這種形式的減振器設(shè)計保證了旋轉(zhuǎn)震動的減振會顯著地好于在一較大行駛范圍內(nèi)設(shè)計的減振器。此外還形成了一個特別緊湊的變換器結(jié)構(gòu)。
在圖中作為詳細(xì)例子所表示的并在上文中解釋過的鎖定離合器，處在環(huán)狀活塞74和渦輪機輪67之間，具有一前壓力室92，并在環(huán)狀活塞和變換器蓋70之間具有一個后壓力室93。由于以流動壓力沖擊前壓力室92，離合器盤78則進入其在和變換器蓋70的反面80一齊作用的離合器位置而運行，從摩擦離合器到傳遞的力矩之間的調(diào)節(jié)則與前壓力室92作用的壓力差有關(guān)。
未曾畫出的飛輪利用從變換器蓋70向著位于離開轉(zhuǎn)矩變換器方向一邊的夾緊裝置銷栓71、72和變換器蓋無旋轉(zhuǎn)地固緊連接，當(dāng)鎖定離合器62是斷開時通過該飛輪引入的輸入轉(zhuǎn)矩則直接加到泵輪65上并因此引起液壓劑流動經(jīng)過渦輪機輪67而傳遞到從動套筒66。
假如鎖定離合器與此相反是完全閉合的，因此環(huán)形活塞74的摩擦盤78和變換器蓋70無打滑地一起工作，結(jié)果使變換器蓋上引入的輸入轉(zhuǎn)矩通過一減振器彈簧元件82直接地機械地傳遞到渦輪機輪67上，從該輪通過與之牢固連接的從動套筒66加到與其后相連接的和自動傳動裝置有效連接的從動鏈上。
假如是隨著鎖定離合器的前和后壓力室92、93之間作用的壓力差的情況，鎖定離合器是帶著打滑工作的，則通過變換器蓋70引入的輸入轉(zhuǎn)矩隨著打滑量而分為一部分力矩由鎖定離合器62傳遞，另一部分由變換器61傳遞，如圖12所示。
從鎖定離合器62傳遞到渦輪機輪67的轉(zhuǎn)矩和與該輪無旋轉(zhuǎn)地固緊的從動套筒66保證了對引入的轉(zhuǎn)矩不平衡性進行有效的平衡。由于減振器彈簧元件82安置于環(huán)形活塞74的摩擦盤78和渦輪機輪67之間的周圍區(qū)，保證了相對大的彈簧行程的運行。
摩擦離合器12、42可以根據(jù)本發(fā)明這樣來控制，即在所有前進的排檔中至少使它們暫時少部分地合上。換言之，也就是從開始即從第一檔起采用離合器調(diào)節(jié)打滑量，這時也可進行完全閉合。
變換器蓋70的錐形摩擦面和摩擦盤78也可以做成向渦輪機輪傾斜的錐體，同根據(jù)以密畫陰影線所示的結(jié)構(gòu)那樣及如同以70a和78a所標(biāo)明的那樣。這樣減振彈簧82可再往里面徑向安裝，例如越過套筒66。
常規(guī)設(shè)計的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)是使鎖定離合器在較低的檔位時完全斷開，而在較高位的檔時掛入。為了得到一個良好的總效率并為了限制同時形成的熱量，變換器是“硬”設(shè)計的。圖13示出了一個“硬”設(shè)計的變換器的泵力矩對泵輪轉(zhuǎn)速的主特性曲線族，并且以渦輪機/泵的轉(zhuǎn)速比作為參數(shù)。
此外在圖13中畫出了驅(qū)動發(fā)動機的特性曲線族，表示了發(fā)動機從動力矩對與渦輪機轉(zhuǎn)速一致的發(fā)動機轉(zhuǎn)速的關(guān)系。
最后在圖13還畫出以斜陰線表示的主要行駛范圍，其轉(zhuǎn)速范圍約在每分750至2000轉(zhuǎn)之間。
在圖14中以圖說明的次特性曲線族，示出以圖15的特性曲線族作依據(jù)的硬設(shè)計變換器的渦輪機轉(zhuǎn)矩對渦輪機轉(zhuǎn)速曲線，這些曲線系不同功率范圍內(nèi)的效率數(shù)據(jù)。
圖15所示的從動特性曲線族，以變換器的渦輪機力矩對渦輪機轉(zhuǎn)速作曲線，表示了變化范圍，(圖中隨著轉(zhuǎn)速升高，渦輪機力矩急速下降)，以及與變換器范圍相接的離合器范圍。此外以密陰影線示出的面積所表示的主要行駛范圍又被畫入了該從動特性圖中。
對常規(guī)的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)鑒于要高的總效率并為了限制熱量下降而設(shè)計得較“硬”的變換器使力矩的提高隨著轉(zhuǎn)速的增加而急劇下降。在中等轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)力矩僅還有些許升高，在高轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)則力矩根本不再提高。
根據(jù)圖16的主特性曲線畫出了一個“軟”設(shè)計變換器的泵力矩對泵轉(zhuǎn)速的關(guān)系，并以渦輪機/泵轉(zhuǎn)速比作為參數(shù)。軟設(shè)計變換器的特性曲線在與圖13中所示相同的參數(shù)下明顯地顯得平坦。其變換范圍擴展超過中等轉(zhuǎn)速一直到高轉(zhuǎn)速范圍。
這就提供了如圖17所示的比圖14中畫出的硬設(shè)計變換器的次特性曲線大為擴展的次特性曲線族。因此在軟的變換器設(shè)計中提供了明顯更大的加速備用量。這樣在許多情況下在加速時的退檔將成為多余。
該加速備用量特別示于圖18，圖中在圖14的硬變換器所屬的次特性曲線的基礎(chǔ)上又畫出了軟設(shè)計變換器的次特性曲線。在軟設(shè)計變換器中在兩種變換器的兩條滿載線間獲得了力矩提升的區(qū)域(以斜線畫出的區(qū)域表示之)。
在圖19中類似于圖15也示出了軟設(shè)計變換器轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的從動特性曲線族。與圖15從動特性曲線族相比，可利用的變換范圍變大了，超過了虛線劃的范圍。其它的以密陰影線畫的表示主要行駛范圍的面積，帶最小打滑量的范圍也都畫在了圖上。
此外在圖18中畫出了三個工作點1、2和3(Pkt.1，Pkt.2，Pkt.3)。在已實現(xiàn)了的帶“硬”和“軟”設(shè)計的變換器結(jié)構(gòu)上，可在下表中找到這些工作點處的打滑量值和效率。
由此看出在低轉(zhuǎn)速和中轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，“軟”設(shè)計變換器的效率比“硬”設(shè)計變換器的效率要低，但是都出現(xiàn)顯而易見的較大的打滑量，因此而使力矩的提升有了改善。在圖18的工作點3則相反，在硬和軟設(shè)計的變換器中打滑量和效率都相等。
由于液壓系統(tǒng)和機械系統(tǒng)的動態(tài)抑制，在太快地提高對由力矩傳遞系統(tǒng)要傳遞的轉(zhuǎn)矩在變換器和摩擦離合器之間的分配有影響的參數(shù)數(shù)量時，會由于太大的沖擊量而引起不同頻率振蕩的激發(fā)或出現(xiàn)摩擦離合器粘著現(xiàn)象。
為了避免這類振蕩激發(fā)而有了本發(fā)明的進一步改進，即對影響變換器和摩擦離合器之間要傳遞的轉(zhuǎn)矩分配的參數(shù)，優(yōu)選為壓力差，用至今有所不同的新計算的數(shù)量按與時間有關(guān)的函數(shù)進行延遲調(diào)整。
對影響變換器和摩擦離合器之間要傳遞轉(zhuǎn)矩分配的參數(shù)用至今有所不同的新計算的數(shù)量進行調(diào)整，但也可按與轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的驅(qū)動和從動間的轉(zhuǎn)速差有關(guān)的函數(shù)進行延遲調(diào)整。
對影響變換器和摩擦離合器之間要傳遞轉(zhuǎn)矩分配的參數(shù)用至今有所不同的新計算的數(shù)量進行的調(diào)整同樣可按與發(fā)動機轉(zhuǎn)速梯度有關(guān)的函數(shù)進行延遲調(diào)整。
與無較高變換量的軟變換器相比，在給定的行駛狀態(tài)(重量，坡度)下的耗損功率隨著變換量上升而下降，但通常高于較硬的變換器，如圖20所示。在大的打滑量時軟變換器的耗損并不高于硬變換器。因為較高的力矩轉(zhuǎn)換改善了效率(圖20中的區(qū)域A)。
若沒有跨接的離合器則必需在靜止耗損和加速能力(變換器因此應(yīng)是偏軟的)之間，以及在行駛操作(這里變換器應(yīng)是偏硬的)中的損耗之間尋求一個折衷的解決辦法。這里根據(jù)變換器的物理特性而預(yù)先給定了極限。這個在近年來已對人們刺激夠了。故如此設(shè)計的變換器還是比較硬的。
耗損功率的作用可通過一個常規(guī)帶扭力減振器的跨接離合器和無打滑量來加以限制。但有局限性。基于舒適的原因(營營聲、羅音和負(fù)載變化)這種跨接離合器只能在高掛檔和只能在較高的轉(zhuǎn)速時使用。雖然如此還肯定大多要損失舒適度。
為了說明營營聲和羅音的疑難問題，在圖21中示出了關(guān)于發(fā)動機轉(zhuǎn)速的振動振幅(由于發(fā)動機安置激發(fā)的)。分別根據(jù)車輛發(fā)動機的激發(fā)和營營聲靈敏度可以先在較高的轉(zhuǎn)速才跨接。人所皆知發(fā)動機大多數(shù)時間是在相對低的轉(zhuǎn)速下運轉(zhuǎn)的，所以節(jié)約了消耗。
下一個問題是負(fù)荷轉(zhuǎn)換情況以及在跨接的接入和松開(圖22)情況。在跨接狀態(tài)時架駛員給油，首先他得到的不是所希望牽引力的提高而是一沖擊振動。然后打開鎖定裝置(該裝置在不利的情況下可以首先使轉(zhuǎn)矩短時間下陷)，接著駕駛員才得到所希望的牽引力的增加。在合上鎖定裝置時會再次出現(xiàn)對驅(qū)動鏈的沖激。
在掛檔時也可能出現(xiàn)舒適度問題，所以通常方法是在掛檔前斷開跨接。
在較低排檔這類效果最強烈，所以通常的跨接系統(tǒng)在第4和第5檔時才跨接。
在登山行駛時用第1檔故其耗損功率不通過跨接而減低。此耗損功率在已給定的冷卻功率時也限制了所允許的變換器的軟性。
“橡皮帶效應(yīng)”在許多范圍內(nèi)不能防止，因此也許可不選用軟變換器。
根據(jù)本發(fā)明思想的變換器跨接系統(tǒng)由一個帶小型扭力減振器的錐形設(shè)計的打滑的跨接離合器，一個適配的控制裝置和一個軟變換器組成。
討論一個有打滑的系統(tǒng)。打滑與完全跨接相比有哪些優(yōu)點呢？*營營聲減小了。
*負(fù)載轉(zhuǎn)換情況改善了。
*傳動掛檔質(zhì)量顯著好轉(zhuǎn)(全部委托給跨接是不能接受的)。
*跨接的掛檔質(zhì)量好轉(zhuǎn)(這里所謂的掛檔是指變換器打開時跨接離合器動作，但不一定非要到打滑量為零時)。
由于減小了營營聲的激勵，跨接可比常規(guī)的系統(tǒng)早些置入(見圖23)。
負(fù)荷轉(zhuǎn)換特性和牽引力準(zhǔn)備就緒與常規(guī)系統(tǒng)相比明顯地改善了。當(dāng)駕駛員給油時不出現(xiàn)沖擊振蕩，這是因為跨接是滑入的。由于這種滑入而形成打滑，因此而造成變換器轉(zhuǎn)矩。所以力矩也不出現(xiàn)下陷。由于變換量的增加超過了發(fā)動機力矩，故力矩持續(xù)地上升。即便在較低位檔和在較低轉(zhuǎn)速時也可以早一些跨接。
既然有那么多優(yōu)點，那末為什么打滑的跨接至今還沒有到處使用呢？當(dāng)然對打滑還可能存在幾個問題(對圖25作出說明)。
1、在低轉(zhuǎn)速時，為了減小營營聲所需要的打滑量大多比較大，因此耗損功率也大。如果減小打滑量則出現(xiàn)短暫的粘附，這在許多情況下引起營營聲(Δn1)。
2、許多發(fā)動機在高負(fù)載時不得被加壓得太狠。假如在大負(fù)載時發(fā)動機不允許加壓則有二個可能提高發(fā)動機轉(zhuǎn)速，這時跨接完全斷開或者讓跨接有較大的打滑量。如讓打滑量變大，則在跨接上出現(xiàn)耗損功率就更高(Δn4)。
3、要調(diào)節(jié)少量的打滑是困難的。在“急劇”調(diào)節(jié)參數(shù)時經(jīng)常出現(xiàn)調(diào)節(jié)問題。若鎖定了參數(shù)，則打滑量明顯偏離。在許多情況下有控制的優(yōu)點，但在這里打滑量的擺動是不可避免的?？赡艹霈F(xiàn)粘合(營營聲危險)或打滑量太大(耗損較高)。
4、控制不是可任意準(zhǔn)確的。需要調(diào)節(jié)的力矩越小則準(zhǔn)確的調(diào)節(jié)和控制越難。
5、控制不是可任意快的。在不穩(wěn)定的過程中，控制的過程需要一調(diào)節(jié)時間。在這段時間內(nèi)打滑就偏高。為了避免營營聲，必須事先有一定的打滑量。因此而發(fā)生較高的打滑量(Δn2，Δn3)。
6、跨接上出現(xiàn)耗損。對打滑的離合器主要問題是壽命問題。大多數(shù)在一段時間能承受所產(chǎn)生的耗損功率。但在經(jīng)過幾萬公里后則出現(xiàn)例如破裂的問題。這個破裂問題有其原因，多半是油的缺陷-通常摩擦外皮層還是正常的。添加劑由于局部過熱而損壞，并隨著時間使全部的油都變壞。功率損耗小時外皮層也必須冷卻得很好，應(yīng)盡最大的可能保證防止局部超溫。還有由于對振蕩脫檔的打滑也變成耗損功率，以及還有由于工作點2和3在跨接接通和松開時的耗損功率。轉(zhuǎn)速越低則負(fù)載越大，在這時若跨接是接通的，則耗損功率也越大-特別是當(dāng)人們重視舒服的跨接掛檔的情況下。
為了解決這個問題，可用-非常簡單的扭力減振器(這也只能設(shè)計成承受部分負(fù)載)，錐形設(shè)計以及相適應(yīng)的控制系統(tǒng)。這些系統(tǒng)部件的相互作用示于-“泡泡”圖1(圖26)。粗邊的泡泡表示這時顧客的要求，細(xì)線的泡泡表示根據(jù)本發(fā)明的系統(tǒng)的部件。
小型扭力減振器此種非常簡單的扭力減振器的優(yōu)點*問題1(營營聲)由此可解決。在短暫粘合時出現(xiàn)的沖擊可由此濾掉，使?fàn)I營聲不再出現(xiàn)。
*問題3(調(diào)節(jié)參數(shù)問題)由此可部分解決。這里在短暫粘合時不再有消極作用。
*問題4(對力矩較小時的控制準(zhǔn)確性)由此可解決。在發(fā)動機力矩小時可用一較大的力矩來閉合跨接，這是因為扭力減振器承擔(dān)了振蕩脫檔。
打滑量可選得小一些。在減振器的諧振范圍內(nèi)打滑阻止了激勵。所以在減振器內(nèi)不需要摩擦部件。小型扭力減振器比常規(guī)的扭力減振器又輕又價廉。
在圖26的泡泡圖中顯示的強烈交聯(lián)的關(guān)系將再一次提綱性地解釋如下-＞軟變換器＝＞空載損耗小但＝＞行駛中耗損較大目的消耗下降＝＞在所有的檔均跨接+變換量提高＝＞改善行駛能力目的避免營營聲＝＞控制準(zhǔn)確性＝＞平均需要較高的打滑量-＞小型扭力減振器+相適應(yīng)的控制系統(tǒng)＝＞可降低平均打滑量+負(fù)載變換，換檔，松開和接通以及操作特性都可優(yōu)化但在不穩(wěn)定時和在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速時＝＞需較大的打滑量＝＞散熱＝＞降低局部油溫-＞錐形鎖定裝置 ＝＞面積大＝＞能很好的使用外皮層＝＞可實現(xiàn)高的冷油注但-＞可傳遞的力矩下降＝＞錐體的增強效應(yīng)＝＞保證了力矩傳遞＝＞形狀堅挺＝＞均勻加壓＝＞外皮層上有理想的負(fù)荷
＝＞摩擦值恒定＝＞良好的局部溫度分布＝＞壽命提高＝＞質(zhì)量慣性力矩?。剑拘旭偰芰M一步改善在圖27中示出了根據(jù)圖1-5作為Kme系數(shù)以及Kme特性曲線族設(shè)計準(zhǔn)則的例子，這些例子可存儲在一個中央處理單元(CPU)內(nèi)，圖中“+”表示好的質(zhì)量，“-”表示差的質(zhì)量。
這些圖的橫坐標(biāo)表示Kme系數(shù)，縱坐標(biāo)表示關(guān)于Kme系數(shù)大小的準(zhǔn)則的有趨向性作用。從畫在圖中理想化的特性曲線族間的比較看出，不同的準(zhǔn)則有部分是矛盾的，就是說從Kme系數(shù)來看，準(zhǔn)則是相反的。由于這個原因在考慮許多這些相應(yīng)于使用情況以及相應(yīng)與所希望行駛狀態(tài)的準(zhǔn)則時，應(yīng)就其優(yōu)先性及重要性作出評價。圖27的第1圖看出，當(dāng)選用一很小的Kme系數(shù)時，聲學(xué)和噪聲狀況不是隨意可改進的，因為否則根據(jù)跨接離合器中有大的打滑量時能在本身和變換器上形成大的不允許的熱負(fù)荷。在跨接離合器中打滑量太大時的消極影響從圖27的第2圖中可看到。故有一個不得低于和不得超過的極限條件。然而在尚可承受的極限條件之間Kme系數(shù)都可以變化。如已經(jīng)提到的Kme系數(shù)根據(jù)出現(xiàn)的運行條件而變化，這時該變化量可以逐級的或連續(xù)的在規(guī)定的極限值之間完成。Kme系數(shù)能夠以有利的方式根據(jù)汽車情況數(shù)據(jù)變動。這個汽車和驅(qū)動裝置的情況數(shù)據(jù)可以由一個處理器收集，故能對以該情況數(shù)據(jù)作依據(jù)的Kme系數(shù)進行調(diào)整以及測定。該Kme系數(shù)可以從一已存儲的特性曲線族上進行選取。
當(dāng)跨接離合器以下述方式進氣沖擊時，即當(dāng)可傳遞全部從內(nèi)燃機放出的且在相應(yīng)的時間上恰要出現(xiàn)的凈轉(zhuǎn)矩時，內(nèi)燃機在多數(shù)運行情況是有利的。跨接離合器的這種進氣沖擊特別對內(nèi)燃機運行在較低范圍內(nèi)是有利的，當(dāng)跨接離合器具有一個為這個部分負(fù)荷范圍而設(shè)計的減震器時，這時它特別適用。這種形式的減振器有一個跨接和沖擊力矩，他們比從內(nèi)燃機放出的最大的和額定的轉(zhuǎn)矩都小。該沖擊力矩的數(shù)量級在內(nèi)燃機額定轉(zhuǎn)矩的30％和60％之間。這種形式的減振器的作用可從圖27的第1圖提取。使用這樣一個振動減振器可使在處于低運行范圍的采用了相當(dāng)大的Kme的內(nèi)燃機中出現(xiàn)的聲學(xué)問題至少得到部分解決。
在圖28中示出了一個帶適配裝置的力矩控制裝置的方框圖以及流程圖，下面予以說明。由此跨接了變換器的離合器的操作可通過一電動液壓調(diào)節(jié)機構(gòu)來實現(xiàn)。
對應(yīng)于圖28，在1中從各種不同的輸入數(shù)據(jù)中首先計算驅(qū)動機組的驅(qū)動力矩，特別是內(nèi)燃機的驅(qū)動力矩。這里所需的數(shù)據(jù)至少包括下列數(shù)據(jù)中的2個，即驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)速，負(fù)載拉桿位置和燃料輸入的油門操縱踏板位置，吸油系統(tǒng)的負(fù)壓，噴射時間，消耗等等。在2中聯(lián)接裝置1運行，進行驅(qū)動力矩的修正。該修正用以12標(biāo)志的系統(tǒng)適配裝置提供的修正因數(shù)來實現(xiàn)。該修正因數(shù)能夠抵銷系統(tǒng)中出現(xiàn)的與所希望的狀態(tài)相悖的偏差，而且通過相加，相乘的和(或)非線性的成分來抵銷該偏差。
在3中確定及求得用來修正相應(yīng)運行狀態(tài)的Kme系數(shù)。該系數(shù)代表了以由控制器對要調(diào)整的MKupplung)對MAntriebkorrigiert的力矩比作為一個對任意工作點按圖27的特性曲線經(jīng)過加權(quán)后(選出的標(biāo)準(zhǔn)的)應(yīng)最先確定的值。這時對可能存在的跨接離合器的減振器的安置特別重要，因為有減振器時這種Kme系數(shù)至少在內(nèi)燃機以及液壓變換器的工作范圍的相當(dāng)大的一部分能保持恒定。
在4中用相應(yīng)的Kme系數(shù)和驅(qū)動機組的校正了的驅(qū)動力矩對離合器額定值的計算。在5中借助于由系統(tǒng)適配裝置12得出來的相加的，相乘的和(或)非線性的成分可對額定離合器力矩作進一步的修正。因此可預(yù)見到有聯(lián)接裝置2，當(dāng)2個聯(lián)接裝置1、2中只有一個時對許多運用情況已是足夠用了，這時應(yīng)優(yōu)先保留聯(lián)接裝置1。
在6中從已校正的離合器力矩額定值和代表跨接離合器的距離的反向傳遞函數(shù)來進行調(diào)整數(shù)據(jù)的計算。在7中可以根據(jù)在6中求得的調(diào)整數(shù)據(jù)和調(diào)整裝置的反向傳遞函數(shù)來計算調(diào)節(jié)器輸出數(shù)據(jù)。調(diào)整裝置能以特別有利的方式由一個電動液壓調(diào)整裝置組成?？梢杂欣姆绞接靡粋€比例閥或用一個脈沖寬度調(diào)制閥。在圖8中調(diào)整數(shù)據(jù)的反饋可以調(diào)節(jié)的形式或自適應(yīng)的形式來完成。但這種反饋也可以取消。在9中可完成離合器實際力矩的測量，例如用一個轉(zhuǎn)矩傳感器或電阻絲應(yīng)變儀(DMS)來完成。離合器力矩實際值也可用由狀態(tài)數(shù)據(jù)以及由車輛和變換器的物理量來計算而不用9中的方法測量。為此可例如把發(fā)動機特性曲線圖和(或)變換器特性曲線圖以及特性曲線圖代表的數(shù)據(jù)存入一處理器和一中心處理單元中。此外可將表示跨接了變換器的離合器的轉(zhuǎn)矩傳遞容量的特性曲線圖以及它們有代表性的數(shù)據(jù)存儲進去。
只要根據(jù)第9點和第10點測得了離合器力矩的實際值，可用從模型計算的離合器力矩實際值對測量得到的實際值進行補償。這時補償可按邏輯連接-最小-最大-構(gòu)成的補償或按奇偶補償來進行。
在28中標(biāo)以12的系統(tǒng)適配裝置可以進行下列其他的比較，并由此產(chǎn)生相應(yīng)的修正。
a)、對已校正過的離合器力矩額定值和實際值進行比較，對此也可長期的進行這種比較，例如通過一聯(lián)機的時間窗觀察其偏差。
對已校正過的驅(qū)動力矩和逆計算的驅(qū)動力矩進行比較，對此也可長期的進行這種比較，例如可通過一聯(lián)機的時間窗口觀察其偏差。
充分利用附加信號，例如附加機組如空調(diào)機，壓縮機等的接通和斷開和換檔。
b)、對a)項下所求的系統(tǒng)偏差以相對于MAntrieb和MKupplung為相加的，相乘的和(或)非線性的成分的形式進行探測，并將由此得到的結(jié)果分配給相應(yīng)的適配環(huán)1和2以及聯(lián)接機構(gòu)1和2。
對MAntrib與(或)MKupplung相應(yīng)成分的探測和測定可以根據(jù)圖29上的3個簡圖來完成。
根據(jù)圖29中例1的簡圖示出力矩實際值和力矩額定值隨時間變化的曲線圖上顯示出力矩實際值隨時間有個跳躍式的變化。這種跳躍式變化可以歸因于接通附加機組，例如，接通一個壓縮機而造成的。由于這種附加機組而引起變換器支配的力矩實際值變動，可以考慮用一相加的成分對發(fā)動機力矩作相應(yīng)的校正。
圖29中例2的簡圖同樣示出了力矩實際值與力矩額定值對時間變化的曲線。從這些曲線中可以看到在一定時間內(nèi)分配的力矩情況十分相似，雖然力矩之間的差別在變化。這種力矩實際值和力矩額定值之間的曲線偏差能以相乘的成分來產(chǎn)生。在力矩實際值和額定值之間的曲線變化是歸因于例如在跨接離合器的摩擦面上存在摩擦嵌住和摩擦系數(shù)變化。這就是一個相乘的離合器成分。
圖29例3的簡圖同樣示出了力矩實際值與力矩額定值隨時間變化的曲線。如此看到的2個力矩隨時間而變化，但這時2個力矩間的隨時間差別至少還接近穩(wěn)定。力矩實際值與額定值之間這種偏差可用一相加成分來抵銷。力矩實際值和額定值之間這種變化可歸因于由跨接離合器調(diào)節(jié)數(shù)據(jù)的偏差造成的。
在圖30中是力矩控制系統(tǒng)的流程圖。該系統(tǒng)有一個非常簡單結(jié)構(gòu)的適配裝置。這時跨接離合器的控制通過一比例閥或一脈沖寬度調(diào)制閥以電動液壓來完成。調(diào)節(jié)計算器以及計算器輸出數(shù)據(jù)的輸出信號是一個調(diào)整電流，該電流以正比于計算器的脈沖寬度調(diào)制的輸出調(diào)整脈沖的占空比。離合器力矩由以這種方法控制的在跨接了變換器的離合器上的壓力差以及在跨接離合器2個壓力室之間的壓力差合成。系統(tǒng)的適配只限于驅(qū)動力矩的自適應(yīng)校正，其誤差由離合器力矩額定值與實際值之間的差造成。
在圖30的結(jié)構(gòu)形式中，相對于圖28刪去了聯(lián)接裝置2和已校正的驅(qū)動力矩(M-an-korr)的反饋。
在圖30中的6中求得了DP-soll(DP-額定值)，它是以離合器力矩額定值作為主要自變量的函數(shù)，同時與作為參數(shù)的已校正的驅(qū)動力矩(M-an-korr)和渦輪機轉(zhuǎn)速n-Turbinerad(n-渦輪)也有關(guān)系。
圖28中的功能塊7在圖30中分成2個分功能塊7a和7b。反饋8a和8b總是和分功能塊7a和7b相對應(yīng)地安排在一起。調(diào)節(jié)機構(gòu)(7＝7a和7b)反向傳遞功能的輸入數(shù)據(jù)是在方框6中計算的額定壓力差(DP-Soll)。輸出數(shù)據(jù)由作為調(diào)整輸出數(shù)據(jù)的所屬的脈沖占空比形成。后接的調(diào)節(jié)機構(gòu)分成由一個末級和閥門線卷組成的電氣調(diào)節(jié)裝置部分和一個對跨接了變換器的離合器的相應(yīng)壓力增高起決定作用的液壓調(diào)節(jié)裝置部分。電氣調(diào)節(jié)裝置部分的輸入數(shù)據(jù)是脈沖占空比，它在輸出的一邊轉(zhuǎn)換為電流實際值。依據(jù)該實際電流值(I-Ist)液壓調(diào)節(jié)裝置部分調(diào)整相應(yīng)的跨接變換器的離合器沖擊壓力。這由調(diào)節(jié)跨接了變換器的離合器的例如圖2中24、25所示的兩個室之間的相應(yīng)壓力差來完成。方框7a表示液壓調(diào)節(jié)裝置部分的反函數(shù)，此時從額定壓力(DP-Soll)中計算出所屬的額定電流(I-Soll)。調(diào)節(jié)裝置的這一部分有一個以壓力適配(由方框8a表示)形式測得的實際壓力(DP-Ist)反饋。該壓力適配裝置8a提供校正好的額定電流(I-Soll-korr)。調(diào)節(jié)裝置的反向傳遞函數(shù)7的第二部分7b表示電氣部分。從校正好的額定電流計算出所屬的脈沖占空比。為此而使用了PID一調(diào)整方法。這時從調(diào)整偏差I(lǐng)-Sollkorr＝-I-Ist(I-Ist在閥門線卷后測得)用PID-調(diào)整器對電氣調(diào)節(jié)裝置部分的反向傳輸特性計算出其輸入數(shù)據(jù)I-Soll-R。
在圖30中所選的序號為1-12的各個方框與圖28中各方框的序號相對應(yīng)。以這種方法圖30中的專用電動液壓結(jié)構(gòu)的各功能塊就能與圖28中一般結(jié)構(gòu)的功能塊相聯(lián)系。
圖30中所有的符號有以下意義DP-S0ll＝在鎖定裝置以及跨接了變換器的離合器上的額定壓力差。相當(dāng)于活塞二邊的室之間所具有的壓力的壓力差。
DP-Ist＝跨接了變換器的離合器的兩個室內(nèi)的實際壓力差。
P-nach＝鎖定裝置以及跨接了變換器的離合器后的壓力，即為在圖2的室25中和回流管道34中的壓力。
I-Soll＝電動液壓閥的額定電流。
Delta-n＝泵輪和渦輪機輪之間的轉(zhuǎn)速差，即delta-n＝n-Pumpenrad(n-泵輪)-n-Turbinerad(n-渦輪)帶“*-korr”標(biāo)志的數(shù)據(jù)相當(dāng)于由適配裝置校正的數(shù)據(jù)。
在圖30中標(biāo)以10的方框的前面所述的車輛狀態(tài)數(shù)據(jù)中包含了在跨接離合器及變換器中的打滑。
從圖30還進一步得知，轉(zhuǎn)速差delta-n＝npumpenrad-nTurbinerad無調(diào)整數(shù)據(jù)，和已知的打滑調(diào)正情況一樣。根據(jù)本發(fā)明的力矩控制使用此轉(zhuǎn)速差delta-n作為需控制的距離的狀態(tài)數(shù)據(jù)，用來監(jiān)測可能出現(xiàn)的力矩偏差。然后該偏差在適配裝置內(nèi)通過相應(yīng)的聯(lián)接裝置反回來校正控制。為了探測離合器和發(fā)動機上的偏差部分，可把監(jiān)測到的力矩值例如按一種聯(lián)機的時間窗口方式作一定時間過程的存儲。這在標(biāo)以12的系統(tǒng)適配裝置內(nèi)完成。
根據(jù)本發(fā)明的控制有進一步的優(yōu)點驅(qū)動力矩干擾部分的適配即便在鎖定裝置及跨接了變換器的離合器完全斷開時，即在Kme＝0時也能進行。為此額定的驅(qū)動力矩(M-an)和在變換器上作用的力距作比較，這在圖28的聯(lián)接裝置1上以及以圖28和30的方法步驟2來完成。通過該適配裝置可事先掌握以后接通的跨接離合器上可能出現(xiàn)的驅(qū)動力矩(M-an)的偏差，在跨接離合器斷開的情況下可預(yù)先加以考慮。為此在系統(tǒng)適配裝置12中求得變換器上作用的力矩，為此最好在該系統(tǒng)適配裝置上的變換器特性曲線圖上查知并儲存。由此通過求到的渦輪機輪和泵輪間的轉(zhuǎn)速差別而求得出現(xiàn)的力矩。然后把該變換器力矩與發(fā)動機的以及驅(qū)動機組的額定驅(qū)動力矩(M-an)作比較。該驅(qū)動力矩(M-an)可以從圖28和30的方框1所提供的穩(wěn)定的發(fā)動機特性曲線圖中讀知，并且根據(jù)所測到的狀態(tài)數(shù)據(jù)，特別是諸如發(fā)動機轉(zhuǎn)速，負(fù)荷桿位置，消耗，噴入量及噴入時間等等得出。渦輪機輪和泵輪之間的轉(zhuǎn)速差可在方框10中求得。
此外，當(dāng)方框10內(nèi)存儲有變換器特性曲線圖時，還能在方框10內(nèi)求得變換器的力矩。
在圖31中作為詳細(xì)例舉示出的轉(zhuǎn)矩跨接系統(tǒng)110相當(dāng)于一液壓傳動的轉(zhuǎn)矩變換器111帶一個跨接離合器112和一個在轉(zhuǎn)矩變換器和跨接離合器間工作的減振器單元135。
轉(zhuǎn)矩變換器111包括一個與未畫出的內(nèi)燃機具有無相對轉(zhuǎn)動地驅(qū)動連接的泵輪117，一個與從動裝置一邊的套筒114有效連接的渦輪機輪118，一個安置于泵輪和渦輪機間流動回路上的導(dǎo)輪119，和一個與泵輪無相對轉(zhuǎn)動地固緊連接的并環(huán)抱著渦輪機的變換器蓋116。
變換器蓋116是和泵輪117無相對轉(zhuǎn)動地緊固連接的，并將其與內(nèi)燃機的驅(qū)動連接傳遞到離開泵輪118方向一邊的夾緊裝置部分116a上去，在此部件上固定著一未畫出的內(nèi)燃機的驅(qū)動盤。
在渦輪機輪118和變換器蓋116的徑向范圍內(nèi)安置有一與變換器轉(zhuǎn)軸同心的環(huán)狀活塞136，它是一板金型材。該環(huán)狀活塞以徑向內(nèi)部固定在一個和渦輪機輪118無相對轉(zhuǎn)動地緊固連接的驅(qū)動套114上，在外部則形成一徑向的錐形區(qū)，配有一層合適的外皮121。環(huán)狀活塞136與變換器蓋116相應(yīng)的錐形的反摩擦面122互相作用。
鎖定離合器112有后壓力室124在環(huán)狀活塞136和渦輪機輪118之間，并有一前壓力室125在環(huán)狀活塞136和變換器蓋116之間?；钊?36通過流動液體對前壓力室125的沖擊而對和反摩擦面122共同工作的離合器位置起作用。由摩擦離合器112傳遞的力矩的大小和壓力室124，125之間的調(diào)整的壓力差有關(guān)。
扭力減振器135是這樣設(shè)計的，即其跨接力矩以及止檔力矩小于額定力矩，即驅(qū)動轉(zhuǎn)矩變換器110的內(nèi)燃機的最大轉(zhuǎn)矩。這意味著，扭力減振器135的儲能器137是這樣設(shè)計的，即不能彈性地吸收內(nèi)燃機全部的力矩。扭力減振器135的輸入部件138(它與環(huán)狀活塞136無相對轉(zhuǎn)動地固緊連接著)與法蘭式的輸出部件139之間的相對旋轉(zhuǎn)可以通過在方塊上繞制的彈簧繞圈137實現(xiàn)，或者優(yōu)先通過裝在輸入部件138和輸出部件139之間的檔塊來實現(xiàn)。減振器135的輸出部件139以眾所周知的方法，即通過由齒榫形成的軸向銷塞，和渦輪機114無相對轉(zhuǎn)動地牢固連接在一起。
如圖32所示，與儲能器137一起作用的輸入部件138是由扇形塊狀的構(gòu)件140形成的，在輸入部件直徑兩端分別裝有2個對稱的背靠背安放的構(gòu)件140。這一對扇形塊狀的構(gòu)件140是用連接鉚釘141和活塞136無相對轉(zhuǎn)動地牢固連接的。圖33是法蘭式輸出部件139的剖面圖。法蘭式部件139具有一個環(huán)形的基體139a以及兩個位于直徑兩端的帶有供儲能器137用的凹槽143的徑向臂桿142。臂桿142軸向地放在成對放置的部件140之間。成對的背靠背放置的扇形狀部件一從圓周方向看一在其固緊區(qū)144之間對臂桿142形成一個儲存套145。在圖33中以虛線表示的是由扇形狀部件140形成的臂桿142用的止檔框146?；钊?36具有一在圓周分布的軸向的壓印形成在渦輪機輪118的方向上凸起的凸緣147，在其上就是安放面向活塞136的扇形狀部件140的固定區(qū)144。部件140同樣具有供彈簧137用的凹槽148，該凹槽148在圖示的詳細(xì)例子中是和輸出部件139的凹槽143在軸向是對準(zhǔn)中心的。圖31至33的詳細(xì)例子中，儲能器137是無間隙地置于凹槽143和148中的。但對多數(shù)使用情況，如果彈簧137中至少有一個對凹槽143和(或)148有間隙也可以是合適的。彈簧137中至少有一個也可以帶一定的予應(yīng)力嵌入窗孔143和(或)窗孔148中。
根據(jù)本發(fā)明的扭力減振器135僅僅用于部分負(fù)荷范圍內(nèi)，故構(gòu)造可以特別簡單，由此也能使造價便宜。
扭力減振器135可以根據(jù)本發(fā)明設(shè)計成這樣的結(jié)構(gòu)形式，即可使彈簧137傳遞最大力矩(即內(nèi)燃機額定轉(zhuǎn)矩)的約40％至50％，由儲能器137覆蓋的在輸入部件138和輸出部件139之間的相對轉(zhuǎn)角(如圖34所示)其數(shù)量級為5°。在圖34中示出了汽車?yán)\行時在減振器的輸入部件138和輸出部件19之間的相對轉(zhuǎn)角。在推力運行中該相對轉(zhuǎn)角可以是同樣大或出現(xiàn)另一個值。扭力減振器135的扭轉(zhuǎn)勁度在拉力方向和推力方向大小也可以是不同的。它由窗口143和148以及彈簧137的相應(yīng)的尺寸設(shè)計而達到的。扭力減振器135也可以顯示多級的特性曲線，這時對于推力運行和拉力運行，特性曲線范圍同樣能夠是不同的。
從圖34得到，扭力減振器135將在5°角時跨接，即碰到檔塊，由于彈簧137的彈性和壓縮而傳遞的力矩被限制在約45Nm上。這樣設(shè)計的扭力減振器135可以有利的方式使用于流體動力學(xué)的轉(zhuǎn)矩變換器，該變換器是以打滑量控制的跨接離合器。45Nm的止檔力矩適用于最大額定轉(zhuǎn)矩數(shù)量級在80Nm至200Nm的發(fā)動機。
減振器135的跨接力矩大小這樣確定最為恰當(dāng)，即該力矩優(yōu)先覆蓋汽車的整個主要行駛范圍。作為主要行駛范圍考慮是這樣的范圍，即汽車在整個行車中持續(xù)時間內(nèi)最經(jīng)常使用的范圍。該主要行駛范圍包括最少是發(fā)動機特性曲線圖的范圍，該曲線對FTP75-循環(huán)和(或)對ECE-循環(huán)(城市90km/h，120km/h)是決定性的。主要行駛范圍是這樣的范圍，即汽車最經(jīng)常運轉(zhuǎn)的范圍。根據(jù)各個國家現(xiàn)行的交通輸出結(jié)構(gòu)，各個國家間的該行駛范圍是有所不同的。
在圖35所示的帶軟變換器設(shè)計的轉(zhuǎn)矩變換器111的從動特性曲線上有密陰影線的面積表示主要行駛范圍。在圖35中進一步描繪出轉(zhuǎn)矩變換器的變換范圍。在該變換范圍內(nèi)跨接離合器112是斷開的。主要行駛范圍是跨接離合器112中最好有一最小打滑情況下的行駛所包括的范圍。主要行駛范圍從一個較低的轉(zhuǎn)速A一直達到一個較高的轉(zhuǎn)速B為止。較低轉(zhuǎn)速A至少相當(dāng)于大體是空轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速，其數(shù)量級可在700至800轉(zhuǎn)。較高的轉(zhuǎn)速極限B可以在2000和3000轉(zhuǎn)之間的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，諸如2200r/min。要打滑的行駛范圍可提供一個較高的轉(zhuǎn)速極限C，它可以與內(nèi)燃機的最大轉(zhuǎn)速相當(dāng)，為了有利起見也可以用比其低一些，例如在3000r/min和4000r/min間的一個值。
通過根據(jù)發(fā)明對扭力減振器135的設(shè)計，在主要行駛范圍內(nèi)轉(zhuǎn)矩變換器111可以是完全跨接的，即跨接離合器112是無打滑運行的，意即Kme系數(shù)是大于1的，例如為1.1。在該主要行駛范圍內(nèi)，內(nèi)燃機和后接的傳動裝置之間的振動隔離實際上是完全通過扭力減振器135來完成的。只有峰值力矩通過在跨接離合器112中的打滑而被吸收。為此跨接離合器112主要是這樣控制和調(diào)節(jié)的，即相對內(nèi)燃機的最大轉(zhuǎn)矩來說只傳遞相當(dāng)小比例的力矩，然而比剛好出現(xiàn)的內(nèi)燃機轉(zhuǎn)矩要大一些。
在打滑的范圍內(nèi)跨接離合器112要這樣控制和調(diào)整，即在跨接離合器112的摩擦面121和122間帶有一定量的打滑。根據(jù)該打滑量在泵輪117和渦輪機輪118間也存在一個相對的轉(zhuǎn)動。
在帶打滑(Kme系數(shù)＜1，例如為0.9)的范圍內(nèi)，根據(jù)圖35在還會出現(xiàn)的干擾轉(zhuǎn)矩的不均勻性主要是通過打滑來衰減的。
在主要行駛范圍內(nèi)以及有打滑的范圍內(nèi)為了使震蕩隔離得較好，如果在驅(qū)動鏈上出現(xiàn)有較高震蕩振幅情況時，例如諧振、負(fù)荷轉(zhuǎn)換沖擊或類似情況，跨接離合器可傳遞的力矩可減小。這可通過改變Kme系數(shù)來完成。
從圖34看出，跨接離合器112的扭力減振器也可以這樣安排，使該減振器具有一個附加在帶有相對小的扭轉(zhuǎn)勁度的扭力角上的小扭力角，其時扭轉(zhuǎn)勁度為第一個扭力角扭轉(zhuǎn)勁度的幾倍。在圖34中第二個扭力角約擴展了2°。該第二個扭力角的扭轉(zhuǎn)勁度可以是第一個扭力角的扭轉(zhuǎn)勁度的7至15倍。在圖34中所示的詳細(xì)例子中第一個扭力角的扭轉(zhuǎn)勁度數(shù)量級是8Nm/°而在第二個扭力角中其數(shù)量級為70Nm/°。
在圖35的主要行駛范圍內(nèi)通過Kme系數(shù)可把由跨接離合器112可傳遞的力矩調(diào)節(jié)到實際出現(xiàn)的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的1.1至1.2倍。在主行駛范圍內(nèi)對跨接離合器112可傳遞力矩的調(diào)整和控制可以這樣來完成，即由跨接離合器112可傳遞的轉(zhuǎn)矩不低于一個最低值。該值應(yīng)至少是內(nèi)燃機的額定轉(zhuǎn)矩的1％。由跨接離合器112在主要行駛范圍可傳遞的最低力矩可以是5Nm。然而該下限可以根據(jù)使用情況向下或向上移動。這樣在主要行駛范圍內(nèi)以由跨接離合器112可傳遞的最小力矩也可以調(diào)整到一個非常接近在主要行駛范圍內(nèi)出現(xiàn)的最大的發(fā)動機力矩值，最好稍小一些。
在圖35標(biāo)以“有打滑的范圍”的區(qū)域內(nèi)，通過Kme系數(shù)可把由跨接離合器112可傳遞的轉(zhuǎn)矩調(diào)整到內(nèi)燃機瞬時出現(xiàn)的力矩值的0.8至0.95倍?？缃与x合器112的轉(zhuǎn)矩傳遞容量是與內(nèi)燃機當(dāng)時出現(xiàn)的需要傳遞的力矩有關(guān)。換言之，即隨著內(nèi)燃機的轉(zhuǎn)矩升高，由跨接離合器可傳遞的力矩也增加，在內(nèi)燃機發(fā)出的轉(zhuǎn)矩下降時，則跨接離合器112的轉(zhuǎn)矩傳遞容量同樣也下降。
通過根據(jù)發(fā)明的對跨接了變換器的離合器的設(shè)計以及它的控制能夠以能量的觀點使汽車運轉(zhuǎn)優(yōu)化。因此，主要運用無打滑的跨接離合器的行駛運轉(zhuǎn)情況和不跨接或帶打滑工作的跨接了變換器的離合器的運轉(zhuǎn)情況相反，可達到燃料明顯節(jié)約的目的。主要轉(zhuǎn)速范圍這時在約600r/min和2200r/min至3000r/min，平均值約在1800r/min。在主要行駛范圍內(nèi)跨接離合器大體上是閉合的，以使主要的力矩通過跨接離合器無明顯打滑的進行傳遞。在這個主要行駛范圍內(nèi)震蕩衰減則由在跨接了變換器的離合器112的力流以及轉(zhuǎn)矩流中配置的旋轉(zhuǎn)震蕩減振器135來完成。扭力減振器135這時具有比較小的扭力角，扭力減振器的止當(dāng)力矩約相當(dāng)于主要行駛范圍的上限力矩。該上限力矩可以按機械化情況和車輛重量計為發(fā)動機最大力距的15％至50％。用一個這樣構(gòu)成的衰減器在行駛范圍內(nèi)可以用較小的驅(qū)動力矩控制產(chǎn)生干擾的營營聲的振動。在驅(qū)動鏈上的負(fù)荷變化反應(yīng)干擾通過扭力減振器以較小的扭力角來壓低和避免。負(fù)荷變化沖擊由于限動力矩超過時以及減振器的跨接力矩超過時的跨接離合器的摩擦面相對的互相滑動而被限制。因此限定了要傳遞的力矩。力矩峰值通過在跨接離合器中的打滑被衰減了。在主要行駛范圍以上及在出現(xiàn)的轉(zhuǎn)矩大于從減振器可傳遞的極限力矩的行駛范圍內(nèi)，跨接離合器應(yīng)這樣控制，即要有打滑。負(fù)荷變化反應(yīng)的干擾可通過這樣調(diào)整的打滑來避免。在主要行駛范圍以上的轉(zhuǎn)速范圍及轉(zhuǎn)矩范圍內(nèi)，當(dāng)沒有干擾的震蕩激發(fā)存在時，則離合器同樣可以閉合在一轉(zhuǎn)矩值上，該值大于那時的發(fā)動機力矩值。對于存在干擾激發(fā)的一定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，跨接離合器又可以斷開放著打滑。后者在出現(xiàn)諧振轉(zhuǎn)速時是特別有利的。
在主要行駛范圍以及在發(fā)動機力矩比較小的范圍內(nèi)，直接跳過諧振將跨接離合器斷開以及將可傳遞的力矩顯著減小是合適的。通過根據(jù)本發(fā)明對跨接離合器的斷開和控制及調(diào)節(jié)，特別可以除去所謂的營營聲噪音，這種噪音通過部分閉合的即打滑的跨接離合器是消除不了的，而是根據(jù)在此種跨接離合器摩擦盤之間產(chǎn)生的粘合/打滑狀態(tài)來消除的。
下面的描述對本發(fā)明的理解以及本發(fā)明的結(jié)構(gòu)和設(shè)計與已知的技術(shù)水平相比而所具備的額外的優(yōu)點，作補充說明。
對跨接了變換器的離合器的根據(jù)本發(fā)明的系統(tǒng)選擇了什么樣的控制策略呢？在打滑調(diào)節(jié)上出現(xiàn)的問題已在上面提到了?；締栴}在于首先必須出現(xiàn)一個調(diào)節(jié)偏差，才有調(diào)節(jié)反應(yīng)。此外存在一個范圍，在該范圍內(nèi)不可能達到給定的額定值，例如打滑量不可能調(diào)節(jié)到高于變換器斷開時的那個量。當(dāng)調(diào)節(jié)器在換檔操作過程中工作時，它將對掛檔產(chǎn)生消極作用。倘若諸如在高掛檔時打滑量保持得太小，則在掛檔終止時因出現(xiàn)粘合而損失舒適度。面對所有這些調(diào)節(jié)問題可以想出解決的辦法，然而通常這并不是最優(yōu)化的解決辦法。故Luk-控制的思路是作力矩控制，并且系統(tǒng)偏差通過適配裝置進行平衡。從發(fā)動機力矩取得的跨接力矩是這樣確定的Muberbrucking(M跨接)＝MMotor(M發(fā)動機)*跨接系數(shù)這意味著不調(diào)整額定打滑值。這也示于頻度圖36中，其中的實線表示現(xiàn)有技術(shù)的情形，斷續(xù)線代表根據(jù)本發(fā)明思想的情形。
跨接是否完全斷開或打滑地閉合，首先應(yīng)按能量的觀點來確定。
例如在一個極端的山路行駛中(3600kg，12％)在較低的速度下跨接不可能是完全閉合的，這是因為諸如牽引力儲存不夠或發(fā)動機不許加壓太大。于是要作持續(xù)的比較，當(dāng)跨接是打滑的或跨接是完全斷開的時候總耗損是否是較小的，見圖37。
當(dāng)駕駛希望提高牽引力時，他就提高負(fù)荷桿位置。接著發(fā)動機力矩上升。當(dāng)該力矩還不夠時，駕駛員再提高負(fù)荷桿位置以便表明他增加加速的愿望。在常規(guī)系統(tǒng)中經(jīng)常是回檔，以便經(jīng)一短暫的過渡提高牽引力。在WL-系統(tǒng)中則首先檢查是否通過斷開跨接離合器可達到提高牽引力的希望。這個情況就是在變換范圍內(nèi)斷開變換器后所處的情況。如果如此，則跨接斷開，否則應(yīng)回檔。該種檢查是持續(xù)進行的。用這種共同作用來改善，以及把換檔曲線和此種思路相配合，是很有意義的。這種協(xié)調(diào)工作和軟變換器相結(jié)合是特別有效的(見下節(jié))。這種哲理在掛檔曲線圖(圖38)中近似的作了表示。
通過這些措施(打滑，錐體，小型減振器和適配的控制)已使消耗達到明顯的改善，這是因為在各個檔上都可跨接。較軟的變換器又起到了更進一步的明顯改善的作用。
這些貢獻開始在變換器設(shè)計上顯示出來。因為在全部范圍上的跨接，在迄今為止的通常系統(tǒng)上是不可能的。變換器必須設(shè)計得相當(dāng)硬。用WL-思路則是可能的，利用軟變換器的優(yōu)點而避開其缺點。其優(yōu)點主要是較好的牽引力和較小的停車耗損。其缺點-即在許多范圍內(nèi)較低的負(fù)荷有較高的耗損和“橡皮帶效應(yīng)”-則由可持續(xù)調(diào)節(jié)的跨接離合器來避免。
用這種設(shè)計可再一次達到進一步的有意義的優(yōu)點。行車能力明顯地提高而消耗則可觀的下降。此外廢氣排放超比例地改進。測試循環(huán)以冷態(tài)開始。在跨接打開時發(fā)動機借助于軟變換器明顯地快速達到其運轉(zhuǎn)溫度，這有利于改善廢氣排放。
在從0km/h到100km/h的加速中，在通常的4檔傳動機構(gòu)和5檔傳動機構(gòu)之間沒有大的差別，因為變速比在前幾檔幾乎是相等的。用帶Luk-WL-系統(tǒng)(通過一軟變換器設(shè)計)的4-檔傳動機構(gòu)結(jié)果得到比通常的5-檔傳動機構(gòu)有明顯的加速優(yōu)點。在消耗上也有明顯改善，不僅與通常的4-檔傳動機構(gòu)相比而且與通常的5-檔傳動機構(gòu)相比也達到了改善。在廢氣排放上也得到很大改進。
一個具有許多優(yōu)點的降低費用的解決辦法是跨接了變換器的離合器系統(tǒng)與4-檔傳動機構(gòu)相結(jié)合。
跨接了變換器的離合器系統(tǒng)與4-檔傳動機構(gòu)相結(jié)合在諸如行車能力和耗損方面的優(yōu)點可以達到像正?？缃与x合器的5-檔傳動機構(gòu)的一樣，并且在總體上比5-檔傳動機構(gòu)的重量和費用皆明顯較低(完全沒有考慮在開發(fā)費用上可能的節(jié)約)。
和大范圍擴展的4-檔相結(jié)合的軟變換器在牽引力圖上示出在大多數(shù)范圍甚至于比帶通常變換器的5-檔傳動機構(gòu)的牽引力還要高(圖39)。人們還知道，在帶較低負(fù)荷范圍內(nèi)5-檔傳動機構(gòu)必須經(jīng)過2個檔級的掛檔，而帶有變換器跨接系統(tǒng)的4-檔傳動機構(gòu)則無此必要，也就是說，傳動的換檔次數(shù)下降。較大的換檔跳動通過較軟的變換器而被吸收了。
本發(fā)明不限于所圖示的和描述的詳細(xì)例子，而是也包括特別是能通過結(jié)合具有本發(fā)明描述的特點的有關(guān)的組合體以及元件而構(gòu)成的各種變異。此外與由圖示所描述的特點及所示功能有關(guān)的單獨發(fā)明也屬于本發(fā)明的范圍。
因此，本發(fā)明申請者保留對比至今為止只是在說明中的，特別是在結(jié)合附圖所公開的有發(fā)明意義的特征更廣泛的權(quán)利要求。故為了得到今后的權(quán)利保護，隨申請呈入的權(quán)利要求僅僅是一些撰寫建議，而沒有預(yù)見到獲得盡可能寬的保護范圍。
權(quán)利要求
1.一種控制轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法，該方法用于控制與驅(qū)動機組例如內(nèi)燃機的從動裝置有效地聯(lián)接在一起、并經(jīng)過從動軸與自動傳動裝置處于驅(qū)動連接狀態(tài)的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)；該系統(tǒng)具有一個液力轉(zhuǎn)矩變換器和一個與之平行設(shè)置的摩擦離合器，一個測試值探測系統(tǒng)和一個中央計算機單元，這里摩擦離合器的加載力以及因此而由該離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，在與中央計算機的共同作用下，可有目的地改變，其特征在于可探測出由摩擦離合器傳遞、與驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)矩有依賴關(guān)系的轉(zhuǎn)矩，并且可計算出為傳遞預(yù)先設(shè)定的離合器力矩所必須的摩擦離合器的加載力，并對其進行適應(yīng)調(diào)節(jié)，這時，在計算出的離合器力矩的驅(qū)動和從動裝置間獨立地調(diào)節(jié)出最小的打滑，而對理想狀態(tài)的偏離可通過校正得到長期的補償。
2.根據(jù)權(quán)利要求1的方法，其特征在于由摩擦離合器傳遞的、與驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)矩有依賴關(guān)系的轉(zhuǎn)矩，可用力矩公式求得Mkupplung＝Kme·Kkorr·(MAntriebsaggregat+Mkorr_MOT)+Mkorr_wu式中Mkupplung-摩擦離合器上的力矩Kme-轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)Kkorr-補償相乘性引入誤差的校正系數(shù)Mkorr-MOT-補償相加于發(fā)動機力矩引入誤差的校正力矩Mkorr-wu-補償相加于離合器力矩引入誤差的校正力矩，這里，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的驅(qū)動和從動裝置間的最小打滑，與在驅(qū)動段整個運轉(zhuǎn)區(qū)內(nèi)保持不變的力矩分配系數(shù)Kme的大小有依賴關(guān)系，被獨立地調(diào)節(jié)，而對理想狀態(tài)的偏離則可通過校正系數(shù)Kkorr和校正力矩Mkorr_MOT及Mkorr_wu長期給以補償。
3.根據(jù)權(quán)利要求2的方法，其特征在于把力矩分配系數(shù)Kme作為一個跟從動裝置轉(zhuǎn)速有關(guān)之值。
4.根據(jù)權(quán)利要求2的方法，其特征在于把力矩分配系數(shù)Kme作為一個只跟驅(qū)動機組轉(zhuǎn)速單獨有關(guān)之值。
5.根據(jù)權(quán)利要求2的方法，其特征在于把力矩分配系數(shù)Kme作為一個既跟驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)速也跟其轉(zhuǎn)矩有關(guān)之值。
6.根據(jù)權(quán)利要求1的方法，其特征在于把力矩分配系數(shù)Kme作為一個既跟從動裝置轉(zhuǎn)速也跟驅(qū)動機組轉(zhuǎn)矩有關(guān)之值。
7.根據(jù)權(quán)利要求1-6中之一的方法，其特征在于所述摩擦離合器可用流體壓力介質(zhì)操作，并這樣實現(xiàn)分別在摩擦離合器和變換器蓋之間，以及在摩擦離合器和其余的變換器外殼之間形成兩個分開的壓力室，而在這兩個壓力室之間形成的壓力差將確定由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩。
8.根據(jù)權(quán)利要求1-7中之一的方法，其特征在于對以內(nèi)燃機作為驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)，其運轉(zhuǎn)狀態(tài)由發(fā)動機轉(zhuǎn)速與節(jié)流閥角度間的關(guān)系，發(fā)動機轉(zhuǎn)速和燃料輸入量間的關(guān)系，發(fā)動機轉(zhuǎn)速與進氣管負(fù)壓間的關(guān)系，或者發(fā)動機轉(zhuǎn)速與噴油時間的關(guān)系等來確定。
9.根據(jù)權(quán)利要求1-8中之一的方法，其特征在于對變換器和摩擦離合器之間傳遞的力矩分布產(chǎn)生影響的參數(shù)，優(yōu)選乃是壓力差，其迄今偏離新計算值的調(diào)節(jié)，按與時間有依賴關(guān)系的函數(shù)滯后進行。
10.根據(jù)權(quán)利要求1-9中之一的方法，其特征在于對變換器和摩擦離合器之間傳遞的轉(zhuǎn)矩分布產(chǎn)生影響的參數(shù)，優(yōu)選乃是壓力差，其迄今偏離新計算值的調(diào)節(jié)，按與轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的驅(qū)動和從動裝置間的轉(zhuǎn)速差有依賴關(guān)系的函數(shù)滯后進行。
11.根據(jù)權(quán)利要求1-10中之一的方法，其特征在于對變換器和摩擦離合器之間傳遞的轉(zhuǎn)矩分布產(chǎn)生影響的參數(shù)，優(yōu)選乃是壓力差，其迄今偏離新計算值的調(diào)節(jié)，按與發(fā)動機轉(zhuǎn)速梯度有依賴關(guān)系的函數(shù)滯后進行。
12.根據(jù)權(quán)利要求1-11中之一的方法，其特征在于在摩擦離合器上所希望的壓力差可借助PI或PID調(diào)節(jié)器進行調(diào)節(jié)，這里，從為了在摩擦離合器上達到由摩擦離合器傳遞的確定轉(zhuǎn)矩所必須的壓力差到調(diào)節(jié)出的壓力差的調(diào)節(jié)段是不可唯一地解析描述的。
13.根據(jù)權(quán)利要求1-12中之一的方法，其特征在于在摩擦離合器上所希望的壓力差可以這樣調(diào)節(jié)從一個特性曲線求取與壓力成比例的信號如閥電流，并進行調(diào)節(jié)，這時在額定值和實際值之間出現(xiàn)的偏差，利用I反饋量加以補償，從為了在摩擦離合器上達到由摩擦離合器傳遞的確定轉(zhuǎn)矩所必須的壓力差到調(diào)節(jié)出的壓力差的調(diào)節(jié)段是不可唯一地解析描述的。
14.根據(jù)權(quán)利要求1-13中之一的方法，其特征在于在摩擦離合器上所希望的壓力差可以這樣調(diào)節(jié)計算與所希望的壓力差成比例的信號，如電流或脈沖占空比，并借助PI，I或PID調(diào)節(jié)器進行調(diào)節(jié)，這里，從為了在摩擦離合器上達到由摩擦離合器傳遞的確定轉(zhuǎn)矩所必須的壓力差到調(diào)節(jié)出的壓力差的調(diào)節(jié)段是不可唯一地解析描述的。
15.根據(jù)權(quán)利要求1-14中之一的方法，其特征在于實際由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩與所期望轉(zhuǎn)矩之間的偏離這樣確定測量轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的驅(qū)動和從動裝置間產(chǎn)生的打滑，并與額定值比較。
16.根據(jù)權(quán)利要求1-14中之一的方法，其特征在于實際由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩與所期望轉(zhuǎn)矩之間的偏離這樣確定從特性曲線計算由轉(zhuǎn)矩變換器11傳遞的轉(zhuǎn)矩，并以此校驗變換器與摩擦離合器之間實際的轉(zhuǎn)矩分布。
17.根據(jù)權(quán)利要求2-16中之一的方法，其特征在于由摩擦離合器實際傳遞的轉(zhuǎn)矩與所希望轉(zhuǎn)矩間出現(xiàn)的偏離，和下列因素有關(guān)倍增引入的誤差(Kkorr≠0，Mkorr_MOT＝0，Mkor r_wu＝0)附加于發(fā)動機力矩引入的誤差(Korr＝0，Mkorr_MOT≠0，Mkorr_ wu＝0)附加于離合器力矩引入的誤差(Kkorr≠0，Mkorr_MOT＝0，Mkor r_wu≠0)倍增和附加于發(fā)動機力矩引入的誤差(Kkorr≠0，Mkorr_MOT≠0，Mkor r_wu＝0)倍增和附加于離合器力矩引入的誤差(Kkorr≠0，Mkorr_MOT＝0，Mkor r_wu≠0)或者，倍增和既附加于發(fā)動機力矩也附加于離合器力矩引入的誤差(Kkorr≠0，Mkorr_MOT≠0，Mkorr_wu≠0)并且，這些誤差將用一若干秒的時間常數(shù)進行補償，以便最終達到適應(yīng)的控制特性。
18.根據(jù)權(quán)利要求2-17中之一的方法，其特征在于在司機方面發(fā)出希望加速的信號時，在轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中的打滑利用Kme系數(shù)的降低而增加，同時由此而由變換器提供的轉(zhuǎn)矩超出量，可以作為額外的備用轉(zhuǎn)矩使用。
19.根據(jù)權(quán)利要求2-18中之一的方法，其特征在于在各檔中，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的打滑都由摩擦離合器確定，從而通過變換器的功率傳遞效率將屬于次要地位，而變換器的設(shè)計允許高的失速轉(zhuǎn)速和寬的變換范圍。
20.根據(jù)權(quán)利要求2-19中之一的方法，其特征在于在所有的傳動比中，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的打滑都由摩擦離合器確定，從而通過變換器的功率傳遞效率將居于次要地位，而變換器的設(shè)計允許高的失速轉(zhuǎn)速和寬的變換范圍。
21.根據(jù)權(quán)利要求1中所述的方法，其特征在于由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，與驅(qū)動機組的工作狀態(tài)有依賴關(guān)系，可按下列力矩公式求得Mkupplung＝Ke·Kkorr·MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，為力矩分配系數(shù)，而Kkorr為校正系數(shù)，并且，計算出為傳遞預(yù)先設(shè)定離合器力矩所必須的摩擦離合器的加載力，并進行調(diào)節(jié)，這時在轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的驅(qū)動和從動裝置間的打滑，與在整個驅(qū)動段運轉(zhuǎn)區(qū)內(nèi)為常數(shù)的力矩分配系數(shù)Ke的大小有依賴關(guān)系，被獨立地進行調(diào)節(jié)，而校正系數(shù)Kkorr將給每個特定驅(qū)動段對理想狀態(tài)的偏離以補償。
22.根據(jù)權(quán)利要求1中所述的方法，其特征在于由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，與驅(qū)動機組的運轉(zhuǎn)狀態(tài)有依賴關(guān)系，可按下列力矩方程求得Mkupplung＝Ke·Kkorr·MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，為力矩分配系數(shù)，而Kkorr為校正系數(shù)，并且，計算出為傳遞預(yù)先設(shè)定的離合器力矩所必須的摩擦離合器的加載力，并進行調(diào)節(jié)，這時在轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的驅(qū)動和從動裝置之間的打滑，與跟發(fā)動機特性曲線無關(guān)的力矩分配系數(shù)Ke的大小有依賴關(guān)系，被獨立地進行調(diào)節(jié)，而校正系數(shù)Kkorr將給每個特定驅(qū)動段對理想狀態(tài)的偏離以補償。
23.根據(jù)權(quán)利要求1中所述的方法，其特征在于由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，與驅(qū)動機組的運轉(zhuǎn)狀態(tài)有依賴關(guān)系，可按下列力矩方程求得Mkupplung＝Ke·Kkorr·MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，為力矩分配系數(shù)，而Kkorr為校正系數(shù)，并且，計算出為傳遞預(yù)先設(shè)定的離合器力矩所必須的摩擦離合器的加載力，并進行調(diào)節(jié)，這時在轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的驅(qū)動和從動裝置間的打滑，與只跟驅(qū)動機組轉(zhuǎn)速有關(guān)的力矩分配系數(shù)Ke的大小有依賴關(guān)系，被獨立地進行調(diào)節(jié)，而校正系數(shù)Kkorr將給每個特定驅(qū)動段對理想狀態(tài)的偏離以補償。
24.根據(jù)權(quán)利要求1中所述的方法，其特征在于由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，與驅(qū)動機組的運轉(zhuǎn)狀態(tài)有依賴關(guān)系，可按下列力矩公式求得Mkupplung＝Ke·Kkorr·MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，為力矩分配系數(shù)，而Kkorr為校正系數(shù)，并且，計算出為傳遞預(yù)先設(shè)定的離合器力矩所必須的摩擦離合器的加載力，并進行調(diào)節(jié)，這時在轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的驅(qū)動和從動裝置之間的打滑，與既跟驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)速也和其力矩有關(guān)的力矩分配系數(shù)Ke的大小有依賴關(guān)系，被獨立地進行調(diào)節(jié)，而校正系數(shù)Kkorr將給每個特定驅(qū)動段對理想狀態(tài)的偏離以補償。
25.根據(jù)權(quán)利要求21-24中之一的方法，其特征在于所述摩擦離合器可用流體壓力介質(zhì)操作，并這樣實現(xiàn)分別在摩擦離合器和變換器蓋之間，以及在摩擦離合器和其余的變換器外殼之間形成兩個分開的壓力室，而在這兩個壓力室之間形成的壓力差將確定由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩。
26.根據(jù)權(quán)利要求21-25中之一的方法，其特征在于在以內(nèi)燃機作為驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中，其運轉(zhuǎn)狀態(tài)由發(fā)動機轉(zhuǎn)速與節(jié)流閥角度間的關(guān)系來確定。
27.根據(jù)權(quán)利要求21-26中之一的方法，其特征在于在以內(nèi)燃機作為驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中，其運轉(zhuǎn)狀態(tài)由發(fā)動機轉(zhuǎn)速與進氣管負(fù)壓間的關(guān)系來確定。
28.根據(jù)權(quán)利要求21-27中之一的方法，其特征在于在以內(nèi)燃機作為驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中，其運轉(zhuǎn)狀態(tài)由發(fā)動機轉(zhuǎn)速與噴油時間之間的關(guān)系來確定。
29.根據(jù)權(quán)利要求21-28中之一的方法，其特征在于在中央計算機中與驅(qū)動段中轉(zhuǎn)矩變化有關(guān)地求得的、待由摩擦離合器傳遞的偏離瞬時轉(zhuǎn)矩的轉(zhuǎn)矩，可通過下列措施調(diào)節(jié)按照經(jīng)過一段運轉(zhuǎn)后不發(fā)生如摩擦離合器粘合等所不希望的事件的要求預(yù)先確定在一定掃描間隔之后達到某一時間點tn+1時所希望的、任一決定摩擦離合器傳遞力矩的參數(shù)X之值；計算經(jīng)過時間間隔Δt之后，達到參數(shù)X預(yù)期之值所必須的梯度ΔX；利用液壓系統(tǒng)通過比例法則對計算出的梯度ΔX進行調(diào)節(jié)，按此法則按下式預(yù)先確定離合器各壓力室之間的壓力差ΔP作為參數(shù)ΔPn+1＝(1-β)·ΔPsoll+β·ΔPn式中β＝f(Tv，t)，并且重復(fù)上述步驟，直至達到額定值Xsoll。
30.根據(jù)權(quán)利要求21-29中之一的方法，其特征在于對在中央計算機單元中與驅(qū)動段轉(zhuǎn)矩變化有關(guān)地求得的、由摩擦離合器傳遞的力矩的新值，進行如下調(diào)節(jié)通過對任一決定摩擦離合器傳遞力矩的參數(shù)X之梯度ΔX根據(jù)這樣的功能進行計算，該功能排除如摩擦離合器短時間粘合等不希望事件；通過利用液壓系統(tǒng)對所希望梯度ΔX的調(diào)節(jié)，這時離合器的壓力室之間的壓力差ΔP梯度作為參數(shù)被按下式計算ΔΔP＝C1·(Psoll-ΔPn)式中C1為比例系數(shù)；并通過上述步驟的重復(fù)，直至達到所要求的額定值Xsoll。
31.根據(jù)權(quán)利要求21-30中之一的方法，其特征在于在希望降低轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)入口轉(zhuǎn)矩的運轉(zhuǎn)情況下，例如在回檔或接入附加機組時，通過遞減由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，對摩擦離合器可能的短時粘合反作用，即，或者轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)Ke或者校正系數(shù)Kkorr減小一個原規(guī)定值，而經(jīng)過一段時間的運轉(zhuǎn)后，將重新升高到對隔振和燃料經(jīng)濟來說最佳之值。
32.根據(jù)權(quán)利要求21-31中之一的方法，其特征在于在希望降低轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)入口轉(zhuǎn)矩的運轉(zhuǎn)情況下，例如在改變傳動比或接入附加機組時，通過遞減由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，對摩擦離合器可能的短時粘合反作用，即，或者轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)Ke，或者校正系數(shù)Kkorr減小一個原規(guī)定值，而經(jīng)過一段時間的運轉(zhuǎn)后，將重新升高到對隔振和燃料經(jīng)濟來說為最佳之值。
33.根據(jù)權(quán)利要求21-32的方法，其特征在于在希望降低轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)入口轉(zhuǎn)矩的運轉(zhuǎn)情況下，例如在回?fù)趸蚪尤敫郊訖C組時，通過遞減由摩擦離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，對摩擦離合器可能的短時粘合反作用，即，或者轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)Ke，或者校正系數(shù)Kkorr減小一個原規(guī)定值，而經(jīng)過一段時間的運轉(zhuǎn)后，將重新升高到對隔振和燃料經(jīng)濟來說為最佳之值。
34.根據(jù)權(quán)利要求21-33中之一的方法，其特征在于校正系數(shù)Kkorr將補償每個特定驅(qū)動段對理想狀態(tài)的偏離，其方式是，優(yōu)選在具有無振動時間點的、規(guī)定的準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)運轉(zhuǎn)區(qū)內(nèi)，測出產(chǎn)生的打滑，并與在燃料最大可能經(jīng)濟的情況下保證最佳的隔振性能的額定打滑值進行比較，并在額定和實際打滑之間產(chǎn)生偏離時，調(diào)整系數(shù)Kkorr。
35.根據(jù)權(quán)利要求21-34中之一的方法，其特征在于在司機方面按常規(guī)優(yōu)先地通過以改變節(jié)流閥的角度來改變速度的方法發(fā)出希望加速的信號，通過系數(shù)Ke或Kkorr的遞減，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)中的打滑將增大，同時，由此而由變換器提供的轉(zhuǎn)矩超出量，可作為額外的備用轉(zhuǎn)矩使用。
36.根據(jù)權(quán)利要求21-35中之一的方法，其特征在于在各檔中，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的打滑均由摩擦離合器確定，由此，通過變換器的功率傳遞效率將退居次要地位，而變換器的設(shè)計將盡可能照顧到盡量寬的變換范圍。
37.根據(jù)權(quán)利要求21-36中之一的方法，其特征在于在所有的傳動比中，轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的打滑均由摩擦離合器確定，由此通過變換器的功率傳遞效率將退居次要地位，而變換器的設(shè)計將盡可能照顧到盡量寬的變換范圍。
38.根據(jù)權(quán)利要求1所述的方法，其特征在于，摩擦離合器在所有架駛檔中均被控制，同時液力轉(zhuǎn)矩變換器顯示的轉(zhuǎn)矩變換量＞2.5。
39.根據(jù)權(quán)利要求1所述的方法，其特征在于，這時摩擦離合器在所有傳動比中均被控制，同時液力轉(zhuǎn)矩變換器顯示的轉(zhuǎn)矩變換量＞2.5。
40.根據(jù)權(quán)利要求38或39所述的方法，其特征在于利用計算機單元快速計算出車輛運行中產(chǎn)生出的熱，并將如此建立起來的實際熱平衡與結(jié)構(gòu)條件允許的熱量進行比較。
41.根據(jù)權(quán)利要求38、39或40所述的方法，其特征在于在特殊的行駛狀態(tài)中，經(jīng)過鎖定控制可改變打滑，并因此降低產(chǎn)生出的熱量。
42.根據(jù)權(quán)利要求38-41中之一所述的方法，其特征在于除特殊情況外，例如起動、加速、山道行駛、鎖定總是伴有極小的打滑運轉(zhuǎn)。
43.根據(jù)權(quán)利要求38-42中之一所述的方法，其特征在于在變換器的渦輪和鎖定離合器的摩擦盤之間起作用的減振器單元是對部分負(fù)載區(qū)設(shè)計的。
44.根據(jù)權(quán)利要求1所述的方法，其特征在于摩擦離合器受到這樣的控制，即在所有的前向檔中至少要有些時間達到部分閉合。
45.根據(jù)權(quán)利要求1所述的方法，其特征在于摩擦離合器受到這樣的控制，即在所有前向換檔過程中至少要有一些時間達到部分閉合。
46.根據(jù)權(quán)利要求1所述的方法，其特征在于，根據(jù)與能量和功率相關(guān)的觀點設(shè)定的控制至少在傳動裝置所有前向檔級中均有效。
47.根據(jù)權(quán)利要求46所述的方法，其特征在于跨接離合器的力矩控制至少應(yīng)分成兩個區(qū)域，第一個區(qū)域達到內(nèi)燃機最大力矩的10％-60％的范圍，優(yōu)選為15％-50％，而第二個區(qū)域則為超出上面的范圍。
48.根據(jù)權(quán)利要求47所述的方法，其特征在于在第一個區(qū)域內(nèi)，由跨接離合器可以傳遞的力矩大于通常內(nèi)燃機具有的力矩。
49.根據(jù)權(quán)利要求48所述的方法，其特征在于由跨接離合器可以傳遞的力矩至少應(yīng)為通常內(nèi)燃機具有力矩的1.0-1.2倍。
50.根據(jù)權(quán)利要求1所述的方法，其特征在于至少在加速過程中確定，是否能通過在同一檔位上斷開跨接離合器就可以由轉(zhuǎn)矩變換裝置達到牽引力的提高，如果答案是肯定的，則斷開；否則傳動裝置至少要退回一個檔級。
51.根據(jù)權(quán)利要求1所述的方法，其特征在于至少在加速過程中確定，是否能通過在相同傳動比上斷開跨接離合器就可以由轉(zhuǎn)矩變換裝置達到牽引力的提高，如果答案是肯定的，則斷開；否則傳動裝置改變或提高所述傳動比。
52.用于實施權(quán)利要求1至51之一所述方法的裝置，其特征在于，它具有一個測試值探測系統(tǒng)和一個中央計算機單元，調(diào)節(jié)機構(gòu)，如閥控制部分以及閥。
53.根據(jù)權(quán)利要求52所述的裝置，其特征在于，設(shè)有用于轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的液力轉(zhuǎn)矩變換器的跨接離合器，它具有一個泵輪、一個渦輪、一個導(dǎo)輪、以及一個對中于旋轉(zhuǎn)軸、與泵輪無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接、并包圍著渦輪的變換器蓋，其中在變換器蓋和渦輪之間設(shè)置一個同心的環(huán)形活塞，其徑向外部構(gòu)成錐形離合器摩擦盤，而徑向內(nèi)部則具有一個置于與渦輪無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接的反向密封套筒之上的密封套筒。
54.根據(jù)權(quán)利要求53的裝置，其特征在于環(huán)形活塞的離合器摩擦盤以及變換器蓋的與其共同起作用的反面摩擦面構(gòu)造為向著離開渦輪的側(cè)面敞開的圓錐體。
55.根據(jù)權(quán)利要求53或54的裝置，其特征在于減振器單元的至少一個環(huán)形結(jié)構(gòu)的減振元件，在圓周方向上置于一個與環(huán)形活塞無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接的減振器驅(qū)動部件和一個與渦輪無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接的減振器從動部件之間，并安排在渦輪的徑向外部區(qū)和環(huán)形活塞的設(shè)有摩擦面的離合器摩擦盤之間。
56.根據(jù)權(quán)利要求53-55之一的裝置，其特征在于減振器從動部件與渦輪在其徑向外部區(qū)無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接。
57.根據(jù)權(quán)利要求53-56中之一的裝置，其特征在于減振器從動部件被做成為一個帶有向環(huán)形活塞的離合器摩擦盤方向凸起的撥件銷、并與渦輪焊在一起的環(huán)形部件。
58.根據(jù)權(quán)利要求53-57之一的裝置，其特征在于減振器驅(qū)動部件制成板簧狀，并與環(huán)形活塞無相對轉(zhuǎn)動地聯(lián)接，同時，具有在離合器的摩擦盤的背離摩擦面?zhèn)韧钩龅?、并嵌住減振器彈性元件的臂，以及支撐于圓周方向前端的撥件。
59.根據(jù)權(quán)利要求52所述的裝置，其特征在于，設(shè)有打滑控制的跨接離合器，用于液力轉(zhuǎn)矩變換器，這里跨接離合器包含一扭力減振器，其沖擊力矩小于內(nèi)燃機的標(biāo)稱力矩。
60.根據(jù)權(quán)利要求59所述的裝置，其特征在于所述沖擊力矩在內(nèi)燃機最大力矩的10％-60％之間，優(yōu)選在25％和50％之間。
61.根據(jù)權(quán)利要求59或60所述的裝置，其特征在于減振器不具有自身的摩擦裝置。
62.根據(jù)權(quán)利要求59-61中之一所述的裝置，其特征在于減振器允許相對小的、在±2°～6°數(shù)量級的扭轉(zhuǎn)角，優(yōu)選±3°-8°。
63.根據(jù)權(quán)利要求59-62中之一所述的裝置，其特征在于減振器具有7Nm/°-30Nm/°的剛度。
64.根據(jù)權(quán)利要求52所述的裝置，其特征在于設(shè)有打滑控制的跨接離合器，用于液力轉(zhuǎn)矩變換器，其中，跨接離合器具有一扭力減振器，在第一個區(qū)域內(nèi)的去振，至少基本經(jīng)由減振器完成，而在第二個區(qū)域內(nèi)基本經(jīng)由跨接離合器的打滑來完成。
65.根據(jù)權(quán)利要求64所述的裝置，其特征在于在第一個區(qū)域內(nèi)，在驅(qū)動段具有高振動幅度的狀態(tài)下，例如在共振、負(fù)荷變化擺動或類似情況下，跨接離合器可以傳遞的力矩瘵可減小。
66.根據(jù)權(quán)利要求64或65所述的裝置，其特征在于扭力減振器的沖擊力矩至少近似相當(dāng)于在第一個區(qū)域末端出現(xiàn)的內(nèi)燃機力矩。
67.根據(jù)權(quán)利要求64至66之一所述的裝置，其特征在于至少在第一區(qū)的部分范圍上，由跨接離合器可以傳遞的最小力矩要保持大于內(nèi)燃機的標(biāo)稱力矩的1％。
68.根據(jù)權(quán)利要求64至67之一所述的裝置，其特征在于至少在第一區(qū)的部分范圍上，由跨接離合器12可以傳遞的力矩，最少要保持一個恒定值。
69.根據(jù)權(quán)利要求64至68之一的裝置，其特征在于至少在主運轉(zhuǎn)區(qū)內(nèi)使用的內(nèi)燃機的特性曲線的重要部分(例如發(fā)動機的特性曲線范圍，它們對FTP75-Zyklus和/或ECE-Zyklus[，城市，90km/h，120km/h]的性能有關(guān)系)，要落入第一個區(qū)域。
70.根據(jù)權(quán)利要求64至69之一所述的裝置，其特征在于第一個區(qū)域空轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速應(yīng)達到最大3000r/min，優(yōu)選達到最大在2000r/min和2500r/min之間。
71.根據(jù)權(quán)利要求64至70之一所述的裝置，其特征在于在第二個區(qū)域內(nèi)，由跨接離合器可以傳遞的力矩應(yīng)是內(nèi)燃通常具有力矩0.6-＜1.0倍，優(yōu)選為0.8-0.9倍。
全文摘要
一種控制轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)的方法，該轉(zhuǎn)矩傳遞系統(tǒng)具有一個液力轉(zhuǎn)矩變換器和一個平行設(shè)置的摩擦離合器，一個測試值探測系統(tǒng)和一個中央計算機單元，摩擦離合器的加載力及因此由該離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，在與中央計算機的配合下，可有目的地改變，其中，可探測出由摩擦離合器傳遞、與驅(qū)動機組的轉(zhuǎn)矩有依賴關(guān)系的轉(zhuǎn)矩，并且可計算出為傳遞預(yù)先設(shè)定的離合器力矩所必須的摩擦離合器的加載力，并對其進行適應(yīng)調(diào)節(jié)，在計算出的離合器力矩的驅(qū)動和從動裝置間獨立地調(diào)節(jié)出最小的打滑，而對理想狀態(tài)的偏離可通過校正得到長期的補償。本發(fā)明還涉及實施該方法的裝置。
文檔編號B60W30/18GK1495376SQ0312757
公開日2004年5月12日 申請日期1995年2月23日 優(yōu)先權(quán)日1994年2月23日
發(fā)明者羅伯特·菲舍爾, 烏韋·瓦格納, 于爾根·弗賴塔格, 約翰內(nèi)斯·布勞恩, 安東·林克, 弗賴塔格, 斯 布勞恩, 林克, 瓦格納, 羅伯特 菲舍爾 申請人:盧克摩擦片和離合器兩合公司