CN105829751A - 具有双质量飞轮和扭转减振式离合器盘的驱动系 - Google Patents

Abstract

本发明涉及用于机动车的驱动系(1)，包括内燃机(2)、具有至少一个主减振器(7)的双质量飞轮(4)、以及车辆离合器(16)，所述车辆离合器包括一个具有扭转振动减振器(22)的离合器盘组件(21)。

Description

具有双质量飞轮和扭转减振式离合器盘的驱动系

技术领域

本发明涉及一种用于机动车的驱动系，其包括内燃机、具有主减振器和预减振器的双质量飞轮以及车辆离合器。

背景技术

在机动车、建筑机器及类似物的驱动系中设置有内燃机作为驱动机，这些内燃机借助在燃烧室中进行的燃烧过程取决于结构类型地将一个非连续的转矩传递到驱动该驱动系的曲轴上。因此出现了旋转振动或扭转振动，为了对其进行减振，使用了扭转振动减振器或扭转振动缓冲器。

在驱动系中，在内燃机与驱动车轮之间设有车辆离合器、换挡变速器、差速器以及使各个组件连接的转矩传递器件，如在差速器与驱动车轮之间的半轴。在一个全轮驱动的机动车中，还将添加其它的驱动部件，如分动器、另外的离合器(如瀚德(Haldex)离合器)和每个车桥一个差速器以及两个半轴轴。

作为扭转振动减振器已知所谓的双质量飞轮(ZMS)，其中，设置在曲轴上的飞轮包括：一个初级部分，具有配属的初级质量；和一个次级部分，具有配属的次级质量；初级部分与次级部分被设置为能抵抗蓄能器的作用受限地扭转。

此外，已知扭转减振式离合器盘(TDKS)，其中，离合器盘抵抗蓄能器作用可扭转地设置在一个与变速器输入轴连接的毂上。

还已知作为扭转振动缓冲器的离心力摆，其例如被设置在双质量飞轮的次级质量上并且实现转速适配的振动缓冲。

在使用具有预减振器和主减振器的双质量飞轮的情况下，减振器的谐振频率可恰好出现在内燃机的空转转速以上。由于该谐振频率在驱动系中出现的扭转振动将作为舒适性损失被感知并且可导致对内燃机或驱动系的工作方式的限制，例如其方式为在一确定转速范围中为了避免谐振现象将不可操控汽缸关停。

在设有汽缸关停的车辆上或在具有3缸或2缸发动机的车辆上使用双质量飞轮则要求在该双质量飞轮中非常小的弹簧刚度，高的初级和次级的惯性矩以及非常软的半轴，以便能实现可接受的低的空转转速(爬行转速)。

在具有离心力摆的双质量飞轮的情况下，虽然存在高的隔离潜力，但通常这仅从约1000U/min起始。此外，随着发动机转矩的上升将使用较硬的半轴，这使隔离效果变差。当前的趋向是：从800U/min或甚至更低转速起就要保证足够的隔离。

发明内容

因此本发明的任务在于：在空转转速附近或以上范围中减小双质量飞轮的谐振频率的影响。

该问题通过根据权利要求1的驱动系来解决。本发明的优选构型或扩展构型在从属权利要求中给出。

上述的问题尤其通过一种用于机动车的驱动系来解决，该驱动系包括内燃机、具有至少一个主减振器且必要时具有一个预减振器的双质量飞轮、以及车辆离合器，其中，所述车辆离合器包括一个具有扭转振动减振器的离合器盘组件。所述离合器盘组件包括离合器盘以及扭转振动减振器，并且必要时包括其它构件、如毂或用于与离合器压板和对压板建立摩擦连接的摩擦衬片。在本发明的一个实施方式中，双质量飞轮包括一个主减振器和一个预减振器。无论是主减振器还是预减振器都优选地包括压式弹簧，尤其是螺旋弹簧，所述压式弹簧特别被实施为弓形弹簧。

在本发明的一个实施方式中，离合器盘组件的扭转振动减振器包括至少一个蓄能器，所述蓄能器能实现：抵抗一个由蓄能器引起的回位力使离合器盘相对于一个从动轴相对转动。从动轴尤其是机动车变速器的变速器输入轴。蓄能器优选地包括弹簧元件，所述弹簧元件通过操纵行程或操纵角度可吸收能量并且可再输出能量。附加地，可设置用于消耗能量的元件，尤其借助干性或粘性的摩擦部，所述摩擦部引起振动系统的附加阻尼。

在本发明的一个实施方式中，蓄能器包括至少一个在离合器盘笼中朝向离合器盘法兰可压缩的压式弹簧。优选地，设有多个压式弹簧，所述压式弹簧也可包括一个外部弹簧和一个或多个在外部弹簧内同轴线地设置的内部弹簧。一个压式弹簧或多个压式弹簧优选地被实施为弓形弹簧。

在本发明的一个实施方式中，离合器盘组件在离合器盘与从动轴之间的最大相对扭转或最大传递转矩的情况下具有一个止挡部，其中，该止挡部限制离合器盘相对从动轴的进一步相对扭转。由此限制了蓄能器最大可存储的能量。因此离合器盘组件包括离合器盘、一个或多个扭转振动减振器以及止挡部。在最简单的情况下，止挡部这样起作用，其方式为一个或多个压式弹簧或弓形弹簧被压实，即螺旋压式弹簧的弹簧圈相互接触并且阻止弹簧的进一步压缩。替代地或附加地，也可在离合器盘与毂之间设置止挡元件如钢止挡部(硬止挡部)或橡胶缓冲件，离合器盘借助所述毂与变速器输入轴连接。在本发明的该实施方式中，止挡部包括至少一个缓冲元件，所述缓冲元件在离合器盘与从动轴之间的最大相对扭转情况下建立离合器盘与从动轴之间的接触，其中，该接触限制了离合器盘相对于从动轴的进一步相对扭转。为此，该缓冲元件与所述元件之一、例如毂固定地连接并且在达到最大角度时止挡在另一元件、例如离合器盘的接触面上。在达到离合器盘与毂之间的最大相对扭转角度时通过该止挡元件在毂与离合器盘之间建立接触，该接触将阻止这两者之间的进一步相对扭转。

在本发明的一个实施方式中，使离合器盘组件的止挡部起作用的最大传递力矩小于内燃机的最大发动机力矩。如果要利用内燃机的最大发动机力矩，则使止挡在先起作用。在此情况下，通过离合器盘的蓄能器可存储的最大能量将完全被充分利用。

在本发明的一个实施方式中，使离合器盘组件的止挡部起作用的最大传递力矩小于内燃机的最大发动机力矩的75％。在本发明的另一实施方式中，使离合器盘的止挡部起作用的最大传递力矩小于内燃机的最大发动机力矩的55％。在本发明的另一实施方式中，使离合器盘的止挡部起作用的最大传递力矩小于内燃机的最大发动机力矩的50％。

在本发明的一个实施方式中，所述双质量飞轮的预减振器和主减振器的弹簧刚度以及离合器盘组件的扭转振动减振器的弹簧刚度和所述双质量飞轮的、离合器盘组件的以及向着驱动车轮的后置驱动系的惯性矩这样选择，使得双质量飞轮的第二固有频率低于内燃机的空转转速。

在本发明的一个实施方式中，双质量飞轮的第二固有频率低于10001/min，在本发明的另一实施方式中，双质量飞轮的第二固有频率低于8001/min。

因此，在本发明的一个实施方式中，扭转减振式离合器盘这样设计，使得根据发动机力矩曲线而定例如仅仅75％的发动机力矩或更少的发动机力矩通过弹簧被传递并且其余力矩通过止挡部被传递。由此，在发动机还未达到其最大力矩的低的转速范围中实现消振作用的改善。

附图说明

以下将借助附图详细地阐释本发明的实施例。附图示出：

图1：根据本发明的驱动系的一个原理图；

图2：根据本发明的驱动系的一个等效线路图；

图3：内燃机的示例性转矩曲线图；

图4：根据本发明的扭转减振式离合器盘的转矩线图；

图5：根据本发明的驱动系的不同设计方案的图表；

图6：根据本发明的驱动系的另一图表；

图7：全轮驱动车辆的驱动系的图表。

具体实施方式

图1示出根据本发明的驱动系的原理图。该驱动系1包括在机动车中用于产生驱动功率并且直至其传递到路面上的所有部件。该驱动系包括具有曲轴3的内燃机2。图1中未示出的汽缸借助活塞和连杆与曲轴的也未示出的曲柄和连杆轴颈相互作用，并且通过配属给活塞的燃烧室中周期性的燃烧过程产生到曲轴3上的驱动转矩。内燃机2包括一个或多个汽缸。根据该内燃机涉及两冲程发动机还是涉及四冲程发动机而定，相应地在曲轴的一转(360°曲轴角度)或两转(720°曲轴角度)内仅仅在一个小的曲轴角度°KW上在曲轴上产生一个正转矩。在剩余的曲轴角度上与各汽缸相关地在曲轴上出现负转矩。与驱动系的整个惯性矩无关地，该内燃机的由系统决定的工作方式将引起：振荡力矩由曲轴传递到驱动系上。该振荡力矩在驱动系中引起扭转振动。附加地，也是振荡的力矩例如也可能由道路覆盖层(例如不平整度)或道路走势(例如坡道)通过驱动轮传递到驱动系中或可能由于谐振现象自己出现在驱动系中。

曲轴3与双质量飞轮4的初级质量5或初级侧相连接。双质量飞轮4除初级侧5之外还包括一个能相对于初级侧受限地扭转的次级侧6。在初级侧5与次级侧6之间串联地连接有主减振器7和预减振器8。无论是主减振器7还是预减振器8又可由多个并联连接的弹簧组件组成，并且可附加地设有用于阻尼的摩擦装置。主减振器7包括多个设置为压式弹簧的弓形弹簧9，所述多个弓形弹簧各以其一个端部支撑在主减振器7的减振器笼10上并且以其相应的另一端部支撑在主减振器法兰11上。主减振器法兰11与预减振器笼12连接。预减振器笼12接收预减振器8的设置为压式弹簧的弓形弹簧13，其中，弓形弹簧13各以其一个端部支撑在预减振器笼12上并且以其相应的另一端部支撑在预减振器法兰14上。预减振器法兰14是次级侧6的一部分，并且与车辆离合器16的对压板15相连接。车辆离合器16用于：选择性地接通或断开在其输入部与其输出部之间的转矩传递或例如在起动时通过滑转来传递转矩的一部分并且由此在内燃机2与下游的驱动元件(后文将解释)之间实现选择性的转矩传递。对压板15与一个能相对于它在轴向上移位的压板17转矩固定地连接。在对压板15与压板17之间设置有离合器盘18。通过借助作为一个分离装置20一部分的碟簧19使压板17在轴向上移位，由此可使离合器盘18在压板17与对压板15之间被夹紧，使得可通过这样传递的滑动摩擦或静摩擦来传递驱动力矩。

离合器盘18是离合器盘组件21的一部分。离合器盘组件21除了离合器盘18之外还包括扭转振动减振器22、从动法兰以及止挡部24。离合器盘18抵抗扭转振动减振器22的力能相对于从动法兰相对地扭转，该扭转振动减振器包括至少一个蓄能器。止挡部24限制在离合器盘18与从动法兰23之间的相对转动角度。扭转振动减振器22包括多个弓形弹簧25，所述多个弓形弹簧被设置在离合器盘笼26中，该离合器盘笼起用于弓形弹簧25的减振器笼的作用，所述弓形弹簧以其一个端部支撑在离合器盘笼26上并且以其另一端部支撑在与从动法兰23固定连接的离合器盘法兰27上。

从动法兰23例如借助插接齿部与换挡变速器29的变速器输入轴28连接，该换挡变速器的变速器输出轴30通过差速器31以及万向轴32a和32b与驱动车轮33a，33b连接。换挡变速器29用于选择性地改变在变速器输入轴28与变速器输出轴30之间的传动比。差速器31以本身已知的方式例如在弯路行驶时将驱动力矩分配到万向轴32a和32b上，这些万向轴又与相应配属的驱动车轮33a和33b相连接。

双质量飞轮例如可附加于或替代于所述预减振器设置有离心力摆组件。例如由DE102004011830A1已知尤其用于机动车驱动系的离心力摆作为扭转振动缓冲器。为此，缓冲器质量设置为能受限地在摆法兰上摆动，其中，离心力摆装置的离心力摆法兰与双质量飞轮的次级法兰相铆接。由于通过摆法兰的不同的转动加速度引起的缓冲器质量相对于摆法兰的摆动运动，实现了扭转振动的消振效果。

根据图1的驱动系的基本元件为具有曲轴3的内燃机2、双质量飞轮4(其可能设有离心力摆)、具有离合器盘18的车辆离合器16、换挡变速器29、差速器31、万向轴32以及驱动车轮33。该配置既适用于前驱动的机动车也适用于后驱动的机动车。在全轮驱动车辆的情况下，借助一个具有固定转矩分配或根据差速器形式可变转矩分配的分动器首先进行到前桥和后桥的驱动转矩的分配，然后在左边和右边的驱动车轮之间进行转矩分配。为此，变速器输出轴30将转矩传递到分动器的输入部上，分动器的两个输出轴分别与一个差速器31’及31”连接，差速器与万向轴32a’及32b’或32a”及32b”连接，并且万向轴与驱动车轮33a’，33b’或33a”，33b”连接。前轮或后轮可借助离合器接通或断开，该离合器通常称为瀚德(Haldex)离合器。

图2示出根据图1的驱动系的一个简化的机械等效模型或等效线路图。双质量飞轮、离合器和变速器的惯性矩被模型化和概括为一个质量M₁。弓形弹簧和内减振器的扭转刚度被模型化为具有弹簧刚度c₁的压式弹簧。具有弹簧刚度c₁的压式弹簧被夹紧在质量M₁与一个固定夹紧机构Fe₁之间。半轴、万向轴和扭转减振式离合器盘的扭转刚度被概括为一个具有弹簧刚度c₂的第二压式弹簧，该第二压式弹簧又一方面支撑在质量M₁上并且另一方面支撑在一个固定的夹紧机构Fe₂上。夹紧机构Fe₁和Fe₂也可被组合，使得弹簧c₁和c₂并联连接或也可组合成一个弹簧c₁₂。借助根据图2的具有两个弹簧c₁和c₂的示图附加地表明：弹簧c₁和c₂具有不同的弹簧行程，这在驱动系中相应于不同的扭转角度，在所述扭转角度的情况下相应的弹簧实现止挡或被压实。

在图2的等效模型中，驱动系的扭转刚度和惯性矩被模型化为一个总质量M1和两个拉式/压式弹簧c₁和c₂。固定的夹紧机构Fe₁和Fe₂是各具有无限惯性矩的驱动发动机或驱动车轮的理想化模型。

根据图2的等效模型的固有频率确定为1/(2Pi)*根号(c/J)。这里，弹簧刚度c是系统的总扭转刚度，相应地惯性矩J为系统的总惯性矩。因此，总扭转刚度(总刚度)愈小或惯性矩愈高，所考察的特性模型的相应固有频率就愈低。

图3示出三缸涡轮柴油发动机的一个理想化表达的发动机力矩，其中，在曲轴上的最大力矩为250Nm并且最大功率为77kW。曲轴上的发动机力矩M以Nm(牛顿米)为单位关于以每分钟的转数为单位的曲轴转速RPM示出。发动机力矩由空转转速7501/min(每分钟的转数，也常表示为U/min)和大约75Nm的曲轴上的力矩起，直到大约15001/min的转速(额定转速)n_nenn几乎线性地上升到在15001/min曲轴转速时的250Nm的最大转矩，然后基本上保持恒定。在这里再次强调的是：它涉及一个理想化表达的力矩曲线。

对于根据图1的离合器盘组件21的一个理想化实施例而言，图4示出以牛顿米为单位的所传递力矩M_TDKS关于在离合器盘18与从动法兰23之间的相对转角φ_TDKS的线图。图示出三个变型，其中，各在不同的最大力矩M_A的情况下，扭转振动减振器22发生止挡或者止挡部24被达到或激活。借助曲线M₁₀₀表示如下力矩线，在该力矩线中离合器盘组件21的扭转振动减振器22在100％的最大发动机力矩时发生止挡，在该选择的实施例中该力矩为250Nm。借助M₇₅表示如下力矩线，在该力矩线中扭转振动减振器22在75％的最大发动机力矩时发生止挡，并且，M₅₅表示如下力矩线，在该力矩线中扭转振动减振器22在55％的最大发动机力矩时发生止挡。在实施例M₇₅和M₅₅的情况下，弹簧刚度相同地选择，使得直到最大力矩M_A为止两个转矩线的斜率相同并且在55％或75％的最大发动机力矩的情况下基本上仅仅是最大发动机力矩的位置不同。在图4的实施例中扭转振动减振器22的弹簧刚度被选择为小于在力矩线M₅₅和M₇₅情况下的弹簧刚度。

在根据曲线M₅₅和M₇₅的离合器盘组件21的扭转振动减振器22的这些力矩曲线上在常规运行中已发生止挡，也即止挡的达到不是无意的运行状态。在此设计中，仅仅75％的(对于曲线M₇₅而言)或55％的(对于曲线M₅₅而言)最大发动机力矩通过扭转振动减振器22的弓形弹簧传递，发动机力矩的剩余部分或在更高转速时额外的部分通过止挡部24来传递。因此，扭转振动减振器22基本上被使用在其中还未施加最大发动机力矩的低转速范围中。如果发动机力矩保持低于75％(在根据曲线M₇₅的设计方案中)，这在所选择的实施例中相应于约13001/min的曲轴转速，或者说如果发动机力矩保持低于55％(在根据曲线M₅₅的设计方案中)，这在所选择的实施例中相应于约11251/min的曲轴转速，则该扭转振动减振器22未发生止挡。因此对于曲轴力矩保持低于扭转振动减振器22的相应最大力矩M_A的情况，扭转振动减振器22以本身已知的方式被使用。因此对于固有频率低于所属的曲轴转速的情况，包括扭转振动减振器22、预减振器8和主减振器7以及各所属的质量矩或惯性矩的整个系统的全减振能力或隔离能力被充分地利用。对于固有频率大于最大力矩M_A的情况，处于止挡的扭转振动减振器22对于振动阻尼不再作出有效的贡献。

图5示出离合器盘组件21的转速幅值Δn以及相对转角Δφ的模拟计算结果。在上面的曲线图N_M中表示曲轴的转速幅值相对于在第五挡中牵引和满负荷情况下在800与30001/min之间的范围中的中等发动机转速的曲线，在中间的曲线图N_G中示出变速器输入轴上的相应转速幅值，并且，在下面的曲线图中表示离合器盘组件21的相对转角Δφ相对于中等发动机转速的曲线。曲线S1是具有例如设计与单质量飞轮一起使用的刚性半轴的现有技术中的一个比较例，曲线S2是例如在双质量飞轮情况下使用的软性半轴的一个比较例。曲线TDKS/100，TDKS/75及TDKS/55是如前所述的根据本发明设计的组件的图表。

曲线S2示出在约10501/min的中等转速时转速不均匀度的一个明显的局部最大值。并且在如曲线S1中所示的半轴的较软设计方案中，也出现这种最大值，尽管它移动到约12501/min的较高的中等转速上。借助根据本发明的在75％的和55％的最大发动机力矩上的扭转振动减振器22的设计(曲线TDKS/75和TDKS/55)这种最大值被明显地阻尼，在75％的情况下该最大值实际上不再可被看出。在100％的最大发动机力矩上的扭转振动减振器22的设计(曲线TDKS/7100)中最低的固有频率移动到约8501/min上，并且与两个比较例相比较，被明显地阻尼。

图6中以1/s²为单位示出加速度幅值A₂、以度为单位示出离心力摆的摆动角度φ_FKP，以及以MJ(兆焦耳)为单位的离心力摆上的能量Eges相对于以1/min为单位的中等发动机转速rpm的曲线图。图示出两个曲线变化，其中的一个代表双质量飞轮并且另一个、划撇的曲线代表一个双质量飞轮与附加的一个具有扭转振动减振器的离合器盘组件，如根据图1的实施例中所示的那样。如可看出的，这些曲线走向在较高的转速范围中相互重合，但在低转速范围中可看到在离合器盘组件中具有附加的扭转振动减振器的实施例中振动隔离被明显地改善。在根据本发明的组件中，尤其二阶的加速度幅值在低于约9001/min的转速范围中明显地更小，并且，在7501/min的最小转速时仅为约2001/s²，而在比较例中该值约为600。此外，在根据本发明的组件中，在低于8001/min的转速时避免了离心力摆的冲击。

图7示出一个全轮驱动的车辆在瀚德(Haldex)离合器打开(即仅一个车桥驱动)的情况下、在第六挡上牵引和全负载的情况下的实例。不仅在上面的图表中而且在下面的图表中以1/s²为单位的角加速度值表示出角加速度的幅值。曲线HAL1示出在离合器盘组件21中无附加的扭转振动减振器23的一个双质量质量飞轮，曲线HAL2则示出一个根据本发明的实施例。上面的图表示出角加速度相对于变速器输入轴的中等转速的曲线，下面的图表示出角加速度相对于瀚德(Haldex)输入轴的中等转速的曲线。在离合器盘组件21中无扭转振动减振器22的双质量质量飞轮的情况下，在瀚德(Haldex)离合器打开时直至约17001/min为止(这通过一个双箭头标出)不允许任何汽缸关停，因为那会出现明显的冲击旋拧。与此相反地，在根据本发明的方案中在整个转速范围上允许汽缸关停。

附图标记列表

1驱动系

2内燃机

3曲轴

4双质量飞轮

5初级侧

6次级侧

7主减振器

8预减振器

9主减振器的弓形弹簧

10主减振器的减振器笼

11主减振器法兰

12预减振器笼

13预减振器的弓形弹簧

14预减振器法兰

15对压板

16车辆离合器

17压板

18离合器盘

19碟簧

20分离装置

21离合器盘组件

22离合器盘的扭转振动减振器

23从动法兰

24止挡部

25离合器盘的弓形弹簧

26离合器盘笼

27离合器盘法兰

28变速器输入轴

29换挡变速器

30变速器输出轴

31差速器

32a，32b万向轴

33a，33b驱动车轮

Claims (10)

1.用于机动车的驱动系(1)，包括内燃机(2)、具有至少一个主减振器(7)的双质量飞轮(4)、以及车辆离合器(16)，其特征在于：所述车辆离合器(16)包括一个具有扭转振动减振器(22)的离合器盘组件(21)。

2.根据权利要求1的驱动系，其特征在于：所述离合器盘组件(21)的扭转振动减振器(22)包括至少一个蓄能器(25)，所述蓄能器能实现：抵抗一个由蓄能器(25)引起的回位力使所述离合器盘(18)相对于一个从动轴(28)相对转动。

3.根据权利要求2的驱动系，其特征在于：所述蓄能器包括至少一个在离合器盘笼(26)中能朝向离合器盘法兰(27)压缩的弓形弹簧(25)。

4.根据权利要求2或3的驱动系，其特征在于：所述离合器盘组件(21)在离合器盘(18)与从动轴(28)之间的最大相对扭转或最大传递力矩的情况下具有一个止挡部(24)，其中，该止挡部(24)限制所述离合器盘(18)相对于所述从动轴(28)的进一步相对扭转。

5.根据权利要求4的驱动系，其特征在于：所述止挡部(24)包括缓冲元件，所述缓冲元件在离合器盘(18)与从动轴(28)之间的最大相对扭转的情况下在离合器盘(18)与从动轴(28)之间产生接触，该接触限制所述离合器盘(18)相对于所述从动轴(28)的进一步相对扭转。

6.根据以上权利要求中任一项的驱动系，其特征在于：使离合器盘组件(21)的止挡部(24)起作用的最大传递力矩小于所述内燃机(2)的最大发动机力矩。

7.根据以上权利要求中任一项的驱动系，其特征在于：使离合器盘组件(21)的止挡部(24)起作用的最大传递力矩小于所述内燃机(2)的最大发动机力矩的75％。

8.根据以上权利要求中任一项的驱动系，其特征在于：使离合器盘(21)的止挡部(24)起作用的最大传递力矩小于所述内燃机(2)的最大发动机力矩的55％。

9.根据以上权利要求中任一项的驱动系，其特征在于：所述双质量飞轮(4)的预减振器(8)和主减振器(7)的弹簧刚度以及离合器盘组件(21)的扭转振动减振器(22)的弹簧刚度和所述双质量飞轮(4)的、离合器盘组件(21)的以及向着驱动车轮(33a，33b)去的后置的驱动系的惯性矩这样选择，使得所述双质量飞轮(4)的第二固有频率低于所述内燃机(2)的空转转速。

10.根据权利要求9的驱动系，其特征在于：所述双质量飞轮(4)的第二固有频率低于8001/min。