CN218326011U - 用于扭振减振器的摩擦装置和用于动力总成的扭振减振器 - Google Patents

Abstract

本实用新型涉及一种用于扭振减振器的摩擦装置，具有转动轴线，所述摩擦装置至少具有如下部件：具有第一输入盘和第二输入盘的输入侧；具有碟形弹簧、第一摩擦盘和第二摩擦盘的输出侧，其中碟形弹簧的轴向力分别经由接触区域中的至少一个从碟形弹簧传导到摩擦盘上以及分别经由摩擦区中的至少一个从摩擦盘传导到分别相对应的输入盘上，其中用于传导轴向力的接触区域和/或摩擦区与附带的转动角相关，其特征尤其在于，输入盘具有预先确定的轴向总挠度，使得可用行程范围借助于总挠度增大1.5倍至3倍。借助在此提出的摩擦装置，在不需要附加结构空间或附加构件的情况下延长了可用行程范围。本实用新型还涉及一种用于动力总成的扭振减振器。

Description

用于扭振减振器的摩擦装置和用于动力总成的扭振减振器

技术领域

本实用新型涉及一种用于扭振减振器的摩擦装置，具有转动轴线，所述摩擦装置至少具有如下部件：

-输入侧，所述输入侧具有第一输入盘和第二输入盘；和

-输出侧，所述输出侧具有碟形弹簧、第一摩擦盘和第二摩擦盘，其中碟形弹簧的轴向力

-分别经由接触区域中的至少一个从碟形弹簧传递到摩擦盘上，以及

-分别经由摩擦区中的至少一个从摩擦盘传递到分别相对应的输入盘上，

其中用于传导轴向力的接触区域和/或摩擦区与附带的转动角相关。摩擦装置的特征尤其在于，输入盘具有预先确定的轴向总挠度，使得可用行程范围借助于总挠度增大1.5倍至3倍。本实用新型此外涉及一种用于动力总成的扭振减振器、一种具有这种扭振减振器的动力总成以及一种具有这种动力总成的机动车。

背景技术

摩擦装置在扭振减振器中使用，以便有针对性地对在输入侧和输出侧之间围绕转动轴线的相对转动加载摩擦力矩，以便因此从振动的系统中适当地收回能量从而使其减振。

扭振减振器例如用于减小动力总成中的扭振。扭振减振器是在以周期性的干扰激励的动力总成中有针对性地引入的扭转挠度。在此目标是，将在不同的运行情形中出现的干扰性的谐振移到尽可能低于运行转速的转速范围中。留在运行转速范围中的谐振经由外部的或集成的摩擦装置衰减，其摩擦力矩必须置于限定的极限中。摩擦装置能够与扭转挠度无关地实施。

已知的是，作为摩擦装置使用轴向作用的储能元件(例如波纹垫片或碟形弹簧)，所述储能元件连同匹配的摩擦盘(和必要时支撑盘)轴向地设置在构件之间，所述构件与输入侧或输出侧连接。在安装位置中储能器的轴向力、摩擦元件的摩擦半径和材料副的摩擦系数限定摩擦力矩，所述摩擦力矩经由围绕转动轴线的相对转动基本上是恒定的。对于需要不同的摩擦力矩水平的不同的运行点(或者在机动车中不同的行驶状态中使用)，相应地设有多个针对不同的摩擦力矩设计的摩擦装置，所述摩擦装置分别在扭振减振器的所属的转动角范围中经受其围绕转动轴线的相对转动。

如果对摩擦装置仅可提供有限的径向构造空间，那么仅通过改变同一摩擦对之间的摩擦半径仅可以受限地对得出的摩擦力矩设定不同的摩擦力矩水平。由于对用于动力总成的部件的小的直径的要求以及成本压力，储能元件在制造公差和安装公差方面的非常短的可用行程范围以及在力求的使用寿命期间所要求的恒定性可能是紧要的。尽管如此，摩擦装置的或甚至扭振减振器的轴向延长通常不是选项。

实用新型内容

以此为出发点，本实用新型基于如下目的，至少部分地克服从现有技术中已知的缺点。根据本实用新型的特征在本文中得出，为此在从本文中示出有利的设计方案。所述特征能够以任意技术上有意义的方式和方法组合，其中对此也可以考虑出自附图中的特征，这包括本实用新型的补充性的设计方案。

本实用新型涉及一种用于扭振减振器的摩擦装置，具有转动轴线，所述摩擦装置至少具有如下部件：

-输入侧，所述输入侧具有彼此连接的第一输入盘和第二输入盘；

和

-输出侧，所述输出侧具有碟形弹簧、第一摩擦盘和第二摩擦盘，其中碟形弹簧轴向地设置在摩擦盘之间，其中摩擦盘在碟形弹簧侧具有多个接触区域和在输入盘侧具有多个摩擦区，

其中在输入侧和输出侧之间能够以摩擦配合的方式传递扭矩，其方式为：碟形弹簧被预紧以施加轴向力，并且所述轴向力

-分别经由至少一个接触区域从碟形弹簧传导到相应的摩擦盘上，以及

-分别经由至少一个摩擦区从摩擦盘传导到分别相对应的输入盘上，

其中在输入侧和输出侧之间由于扭矩落差可引起围绕转动轴线的相对转动角，并且

其中轴向力的数值与附带的转动角相关。

摩擦装置的特征尤其在于，输入盘具有这种预先限定的轴向总挠度，使得可用行程范围借助于总挠度增大1.5倍至3倍。

如果没有明确另外指示地使用轴向方向、径向方向或环周方向和相应的术语，那么在下文中参照所提及的转动轴线。只要没有明确地指出相反内容，在上文中的和下文中的描述中使用的序数仅用于明确的可区分性并且不描绘提到的部件的任何顺序或次序。大于一的序数不导致必须强制性地存在另一这类部件。

在此提出的摩擦装置如在上文中阐述的那样配置用于引起动力总成中的有针对性的扭转挠度，其中在输入侧和输出侧之间借助于预紧的碟形弹簧和摩擦盘产生限定的摩擦力矩。在此特别地，碟形弹簧与在输入侧和输出侧之间的相对转动角相关地不同强度地预紧，从而例如随着相对转动角增大，可以在输入侧和输出侧之间传递增大的变化的摩擦力矩。所述摩擦装置的基本原理主要对应于滑动离合器，其中在此不设定扭矩极限值，从所述扭矩极限值开始不可再传递(附加的)过量扭矩，而是可以与转动角相关地最大传递不同的(限定的)扭矩。转动角又与在输入侧和输出侧之间的扭矩源相关，其中优选地，摩擦装置针对围绕转动轴线的两个扭矩方向配置(例如对于机动车的动力总成中的牵引力矩和推力力矩)。要指出的是，扭矩可以不仅经由输入侧而且也经由输出侧(相对于相应惯性的部件)导入和传递。例如在机动车中使用时，输入侧可以不仅用作为用于牵引力矩的输入侧，而且也可以用作为用于推力力矩的输入侧。这因此对应相反地适用于输出侧。碟形弹簧设置在第一摩擦盘和第二摩擦盘之间并且间接地或直接地由摩擦盘预紧。对此，每个摩擦盘分别具有至少一个接触区域，经由所述接触区域，摩擦盘间接地或直接地与碟形弹簧以传递力的方式接触。在一个优选的实施方式中，在接触区域和碟形弹簧之间不发生或仅发生可忽略的相对转动。借此，排除在碟形弹簧处以及也在摩擦盘的接触区域处的摩擦磨损或者至少对于力求的使用寿命保持得足够可忽略地小。在另一侧，即从碟形弹簧开始观察在轴向外部或在输入盘侧，摩擦盘分别具有至少一个摩擦区，所述摩擦区与分别相对应的输入侧间接地或直接地接触。在一个优选的实施方式中，仅在摩擦盘的摩擦区和分别相对应的输入盘之间 (间接地或直接地)发生相对转动以及摩擦力矩传递。在一个优选的实施方式中，至少在摩擦区和输入盘之间的摩擦力矩是决定性的摩擦力矩，而其他的摩擦力矩和/或挠度可忽略或者关于相对转动角(几乎) 恒定。

在摩擦装置的未负荷状态中，由于碟形弹簧的存在的轴向预紧，预先确定的第一最大扭矩可以从输入侧传递到输出侧上并且反之亦然。然而，如果在输入侧和输出侧之间附带扭矩落差，所述扭矩落差大于所描述的最大扭矩，那么在输入侧和输出侧之间发生相对转动，所述相对转动造成围绕转动轴线的对应的转动角。由于至少一个摩擦区的斜坡形状和/或输入盘中的至少一个输入盘的斜坡形状，相对转动角被转换成轴向行程，所述轴向行程又作为碟形弹簧的轴向行程起作用，使得借此改变轴向力的数值。

在此现在提出，输入盘具有预先限定的轴向总挠度，其中所述总挠度配置成，使得可用行程范围借助于总挠度增大1.5(一点五)倍至3 (三)倍。碟形弹簧的可用行程范围因此由于所述串联连接延长。总挠度是输入盘的弹簧特征曲线。在此要指出的是，输入盘彼此连接并且所述连接可能已经记录到总挠度中，其中优选地，所述连接的部分挠度相对于输入盘本身的挠度小到可忽略，即比较起来非常刚性地实施。

相应的输入盘优选地一件式地形成，使得有助于总挠度的接合部位的数量尽可能少。在力-行程图中，总挠度(即弹簧特征曲线)实施为，使得其在总挠度的最大刚性的实施方式中(即非常刚性的输入盘)将碟形弹簧的可用行程范围延长50％[百分之五十](即附加地)，因此使得最小可用行程范围为碟形弹簧的可用行程范围的一倍半。在最大软的总挠度的情况下(即至少一个非常软的输入盘)，碟形弹簧的可用行程范围(附加地)延长两倍，使得那么最大可用行程范围为碟形弹簧的可用行程范围的三倍。在一个优选的实施方式中，总挠度是直线或者在要求的角度范围中(近似)是直线。因此，在输入盘的总挠度和碟形弹簧的碟形弹簧特征曲线叠加时，得出在最小可用力和最大可用力之间的明显更长的可用行程范围，所述最大可用力由摩擦装置根据设计来要求，以实现对应的可摩擦配合地传递的扭矩。

要指出的是，轴向力由碟形弹簧力得出，并且几乎是数值相同的和方向相同的。

要指出的是，总挠度的定义对于在摩擦装置中存在的直径或摩擦区的总面积的平均摩擦半径是与转动轴线相关的。

此外，在摩擦装置的一个有利的实施方式中提出，第一接触区域和第一摩擦区分别设置在第一直径上，以及第二接触区域和第二摩擦区分别设置在第二半径上，

其中第一半径中的至少一个不等于相应同侧的第二半径，

其中总挠度针对相对彼此具有最小的直径偏差的那个接触区域和那个摩擦区来限定。

在此提出，一个摩擦盘的第一接触区域和所属的或得出的第一摩擦区为了传递轴向力分别设置在第一直径上，所述第一摩擦区在第一转动角下是有效的。此外，第二接触区域和所属的或得出的第二摩擦区分别设置在第二直径上。要指出的是，在一个实施方式中第一直径是相同的或彼此不同的，其中优选地，接触区域相应具有趋近线性接触的小的接触面，所述接触面限定碟形弹簧侧的第一直径。摩擦区的径向延展优选地不针对纯粹的线性接触来设计，而是针对尽可能大面积的接触来设计，使得对应的直径优选是平均直径，所述平均直径近似为计算最大可传递的摩擦力矩的基础。在此，此外对于例如大于第一转动角的第二转动角，其中第一转动角例如是零位，设有不同于第一接触区域的第二接触区域和/或属于第二转动角的第二摩擦区，所述第二摩擦区不同于第一摩擦区。第一接触区域和第二接触区域和/或第一摩擦区和第二摩擦区分别通过其直径彼此不同。再次应指出的是，两个接触区的不同直径引起在碟形弹簧处的不同的支承(由于倾斜)，并且摩擦区的不同直径引起不同的摩擦半径或摩擦直径，从而在假设轴向力相同的条件下引起不同的最大可传递的摩擦力矩(或与直径近似成比例)。

在此提出，针对如下接触区域限定总挠度，所述接触区域关于所属的或得出的摩擦区，即所述所属的或得出的摩擦区在传递轴向力时在特定的转动角下是有效的，以相对于彼此最小的直径偏差限定。摩擦盘本身具有挠度，所述挠度决定性地与在接触区域和所属的摩擦区之间的直径偏差有多大相关，所述接触区域和所属的摩擦区刚好是有效的。直径偏差越小，那么摩擦盘的起作用的挠度就越小。摩擦盘因此在其自身的挠度和碟形弹簧特征曲线的叠加位置或串联连接中仅作出小的贡献，使得在此尤其有利地使用输入盘的限定的总挠度。相反地，如果在有效的接触区域和有效的摩擦区之间的直径偏差大，那么在弹簧特征曲线的串联连接中摩擦盘的挠度的贡献也变大，从而已经由此延长总行程范围。那么对此，总挠度不是那么重要或者较小地对达到所设置的目标作出贡献。尽管如此，总挠度也可以设计成，使得所述总挠度在直径偏差较大或最大的直径偏差较大的情况下比在直径偏差最小的情况下更大。

此外，在摩擦装置的一个有利的实施方式中提出，在第一接触区域和第一摩擦区之间的第一轴向间距不等于在第二接触区域和第二摩擦区之间的第二轴向间距。

在该实施方式中提出，在摩擦盘中的至少一个摩擦盘中，两个不同的间距在传递轴向力时与附带的转动角相关地形成。不同的间距因此具有如下结果，借此与附带的转动角相关地，在碟形弹簧处附加地产生不同的预紧力，其中这造成较大的有效的轴向力和/或摩擦盘的较大的变形，其中例如借助摩擦区的有效面积实现增大。例如，借此实现在不同的直径上设置的摩擦区彼此重叠。要指出的是，在一个实施方式中，第一摩擦区和第二摩擦区彼此相同。在另一实施方式中，第一接触区域和第二接触区域彼此相同。相同的接触区域或摩擦区具有相同的(有效) 直径。在一个优选的实施方式中，相应的摩擦区相对于相应的输入盘的相对应的配合摩擦面沿径向方向倾斜地实施，其中在此限定的轴向间距那么在相应的摩擦盘的接触区域和摩擦区的最高隆起部之间限定。也应指出的是，所述轴向间距在摩擦盘的卸荷位置或形状中限定并且由于因摩擦盘的变形借助相应的输入盘和碟形弹簧的力导入而不存在或转动角相关地不存在。

此外，在摩擦装置的一个有利的实施方式中提出，第一摩擦区和第二摩擦区沿环周方向和径向方向斜坡形地过渡到彼此中。

在该实施方式中，除了斜坡传动(沿环周方向)之外，利用碟形弹簧的得出的倾斜，以便将从碟形弹簧到摩擦盘上的力传递传递到另一接触区域上和/或改变到摩擦盘上的力导入，使得与在扭矩落差较小的情况下不同的另一直径上的另一摩擦区附加地或替选地为了摩擦配合与输入盘(间接地或直接地)接触。在一个实施方式中，在不同的接触区域和/或不同的摩擦区之间形成平缓的、即斜坡状的过渡部，其中所述斜坡状的过渡部因此与沿环周方向定向的用于碟形弹簧的轴向预紧的斜坡状传动相反地径向定向。这两个斜坡因此彼此叠加。这种平缓的过渡部在构件负荷方面和在(借此避免的或至少减小的)噪声感应方面具有优点。

此外，在摩擦装置的一个有利的实施方式中提出，第一接触区域和第二接触区域从相关的摩擦盘的朝向碟形弹簧的那个表面以彼此不同的高度伸出，其中优选地，接触区域中的至少一个圆顶形地形成。

在此提出，在两个不同的直径上的两个接触区域以彼此不同的高度伸出。借此实现，在碟形弹簧和摩擦盘之间的轴向间距是不同的和/或在接触区域的不同直径的区域中摩擦盘的轴向厚度是不同的。在后一种情况下这表示，在摩擦盘的区域中形成具有较大的高度的接触区域，在那里摩擦盘比在形成具有较小的高度的另一接触区域的区域中更薄。在一个优选的实施方式中，摩擦盘在较高的接触区域中更薄并且较高的接触区域轴向更靠近碟形弹簧设置。在一个优选的实施方式中，径向内部的接触区域以较大的高度实施。

在一个有利的实施方式中，接触区域中的至少一个圆顶形地形成，使得虽然碟形弹簧倾斜，但在可用行程范围上至少近似形成接触线。在一个实施方式中，接触区域作为环绕的闭合的环或作为单独的凸起形成，其中优选地，相应的接触区域设置在相对于转动轴线限定的直径上。

此外，在摩擦装置的一个有利的实施方式中提出，最大可用力与最小可用力的比值大于1.5或大于2。

在此提出，碟形弹簧运行成，使得其最大可用力除以最小可用力大于1.5(一点五)或大于2(二)。哪个实施方式是有利的取决于安装情形或设计任务书。要指出的是，在两种情况下，从总挠度和碟形弹簧的碟形弹簧特征曲线的串联连接中得出的总特征曲线与碟形弹簧特征曲线的比值如上所说明的那样为1.5至3，即不与此相关地设计。

在最大可用力[分子]与最小可用力[分母]的比值大于1.5[一点五]和小于等于2[二]的总特征曲线的实施方式中，优选地仅从局部最小值(在碟形弹簧的平面位置的右边)开始使用行程范围。

在最大可用力[分子]与最小可用力[分母]的比值大于2[二]的总特征曲线的实施方式中，优选地，使用在平面位置左边和右边的行程范围。在一个优选的实施方式中，平面位置大致或精确居中地设置在最小可用力和最大可用力之间。

此外，在摩擦装置的一个有利的实施方式中提出，输入盘中的至少一个具有扇形切口和在扇形切口之间的径向接片，其中由径向接片形成用于相对应的摩擦盘的摩擦区的配合摩擦面，并且其中径向接片具有接片挠度，由所述接片挠度形成预先确定的总挠度的主要部分，其中优选地，接片挠度根据相对应的摩擦区的有效附带的直径是改变的。

在此现在提出，总挠度决定性地通过如下方式实现，输入盘中的至少一个具有扇形切口和在扇形切口之间保留的径向接片，所述径向接片具有限定的接片挠度。所述接片挠度与接片的长度以及径向接片的宽度和厚度相关。此外，接片挠度与肋或卷边棱边相关。因此，在设定接片挠度时存在大的自由度。在一个实施方式中，相应另外的输入盘在不具有扇形切口的情况下即连续地形成，由此与具有扇形切口的输入盘相比形成大的轴向刚度和/或与具有扇形切口的输入盘相比在内环周和外环周之间形成高的扭矩刚度。

在一个有利的实施方式中，接片挠度设立成，使得其在摩擦盘的相对应的摩擦区的有效附带的直径上是可变的。例如，接片挠度的变化与摩擦盘的挠度的变化相对应地如上所述与直径偏差相关地调整，使得输入盘的总挠度连同相关的摩擦盘的挠度一起得出(近似)直线的弹簧特征曲线。这在总构造的可控性方面是有利的，然而对于这种摩擦装置的运行不一定是有利的。

此外，在摩擦装置的一个有利的实施方式中提出，摩擦盘分别经由摩擦盘的沿环周方向起作用的挂入部以传递扭矩的方式

-与单独的连接元件连接，所述连接元件配置用于以传递扭矩的方式与输出侧连接，和/或

-彼此连接。

如已经在上文中描述，优选地，在摩擦盘和碟形弹簧之间的相对运动中断或保持得小。在此提出，摩擦盘相对于彼此的固定从而相对于碟形弹簧的固定经由对应的挂入部借助单独的连接元件例如轴或毂元件形成，和/或摩擦盘经由挂入部彼此连接。这种挂入部例如是指向径向内部或径向外部的连接片，其中在挂入部处为了将摩擦片彼此连接，优选地在碟形弹簧的径向外部或径向内部形成轴向延伸。

此外，在摩擦装置的一个有利的实施方式中提出，碟形弹簧经由碟形弹簧的在环周方向上起作用的挂入部以传递扭矩的方式与摩擦盘之一连接。

在此提出，为了实现在碟形弹簧和摩擦盘之间的少的或小的摩擦运动的之前提到的目标，在碟形弹簧处设有挂入部，所述挂入部与摩擦盘中的至少一个连接，使得阻止沿环周方向的相对运动。所述挂入部例如也构成为径向向内或径向向外定向的、具有或不具有轴向延伸的连接片。是否在摩擦盘或碟形弹簧处设有连接片和是否在摩擦盘或碟形弹簧处设有对应的留空部是不重要的。

根据另一方面，提出一种用于动力总成的扭振减振器，具有：

输入元件和输出元件，以及根据按照上面的描述的实施方式的摩擦装置，

其中输入元件借助于摩擦装置与输出元件耗散减振地以传递扭矩的方式连接，

其中优选地，扭振减振器构成为摆臂式减振器。

扭振减振器从现有技术中已知并且例如在包括内燃机和电驱动机器的混动应用中(例如在机动车领域中)广泛使用，其中在运行时借助于扭振减振器减少内燃机的转动不均匀性，并且将限制扭矩的过力矩从动力总成中滤除，以便在紧要的共振行驶状态中保护动力总成免受损坏。对于一些应用而言期望的是，借助于至少一个摩擦装置维持滞后特性，由此延迟或调节扭振减振器的响应性能。替选地，摩擦装置连接在扭振减振器的上游或者下游，其中优选地，扭振减振器(几乎)无耗散减振地工作并且摩擦装置为了耗散的减振在(经由转动角)限定的扭矩区域工作。

从现有技术中作为扭振减振器的特别的实施方式已知所谓的摆臂式减振器。例如从DE 10 2019 121 204 A1和DE 10 2019 121 205 A1中已知用于调节动力总成中的旋转的轴或旋转的轴系统的刚度的构思。所述摆臂式减振器包括输入元件和输出元件，所述输入元件和输出元件 (在两个方向上)以传递扭矩的方式彼此连接。在其之间连接多个摇臂元件(也称为摇臂)和多个弹簧元件。摇臂元件借助于至少一个滚动体在输入元件上和/或在输出元件上可相对移置地支撑。滚动体借助于弹簧元件在相应的传动轨和互补的配合轨之间可滚动地张紧。借助于所述摆臂式减振器，在输入元件和输出元件之间的相对转动角转换成弹簧元件的弹簧行程。借助于形成斜坡传动装置的传动轨和互补的配合轨，可以设定传动比从而可以设定摆臂式减振器的刚度。在此也有利的是，传动比不必是恒定的，而是经由输入元件相对于输出元件的转动角可以可变地设定斜坡传动装置的斜度。这种摆臂式减振器与其他实施方式相比的另一优点是，摆臂式减振器(几乎)不具有滞后特性，尤其在过零时。

借助在此提出的摩擦装置，在力求的使用寿命期间可实现用于设定扭振减振器的或动力总成的扭转柔性的摩擦力矩特征曲线的足够的恒定性，其中对此不需要附加的结构空间或附加的构件。此外优选地，这种摩擦装置能够与传统的扭振减振器组合作为对传统的摩擦装置的替代。此外优选地，与在传统的摩擦装置中相比，设计成本和构件成本相同或甚至更小。

根据另一方面，提出一种动力总成，所述动力总成至少具有如下部件：

-具有机器轴的至少一个驱动机器；

-用于将至少一个机器轴的扭矩传递给至少一个消耗器的变速器，和

-根据按照上面的描述的实施方式的扭振减振器，

其中至少一个驱动机器和至少一个消耗器借助于扭振减振器以衰减扭振的方式传递扭矩地连接。

动力总成配置成，传递由驱动机器例如内燃机和/或电驱动机器提供的和经由其机器轴输出的扭矩用于至少一个消耗器。在机动车中应用时一个示例性的消耗器是用于推进机动车的至少一个推进轮。在一个实施方式中，设有多个驱动机器，例如在混动动力总成中设有内燃机和至少一个电驱动机器，例如马达-发电机。通过在动力总成中使用扭矩限制器，保护动力总成的驱动机器和/或其余部件免受由于扭矩峰值或扭矩冲击造成的损坏。

借助在此提出的动力总成连同具有如在本文中所描述的摩擦装置的扭振减振器(优选地摆臂式减振器)，在力求的使用寿命期间可实现用于设定动力总成的扭转柔性的摩擦力矩特征曲线的足够的恒定性，其中对此不需要附加的结构空间或附加的构件。此外优选地，这种摩擦装置能够与传统的扭振减振器组合作为对传动的摩擦装置的替代。此外优选地，与在具有摩擦装置的传统的扭振减振器中相比，设计成本和构件成本相同或甚至更小。

根据另一方面提出一种机动车，所述机动车具有至少一个推进轮，所述推进轮可以借助于根据按照上面的描述的实施方式的动力总成来驱动以推进机动车。

大多数机动车现今具有前轮驱动并且驱动机器，例如内燃机和/或电驱动机器，部分地设置在驾驶舱之前和横向于主行驶方向(纵轴线) 设置。径向结构空间在这种布置中刚好特别小，从而特别有利地使用具有小的结构尺寸的部件的动力总成。动力总成在两轮机动车中的使用类似，对于所述两轮机动车与已知的两轮车相比在结构空间保持不变的情况下总是要求提高的功率。随着动力总成的混动化，所述问题也对于后桥布置尖锐化，并且在此不仅在驱动机器的纵向布置并且也在横向布置中。

借助在此提出的具有如在本文中描述的动力总成的机动车，在力求的使用寿命中能够实现用于设定动力总成的扭转柔性的摩擦力矩特征曲线的足够的恒定性，其中对此不需要附加的结构空间或附加的构件。优选地，与在传统的动力总成中相比，设计成本和构件成本相的或甚至更小。

轿车辆根据例如尺寸、价格、重量和功率与车辆等级相关联，其中所述定义根据市场需求持续转变。在美国市场中，小型车和微型车等级的车辆根据欧洲分类对应于超小型车等级并且在英国市场其对应于超微型等级或城市车等级。微型车等级的实例是大众的up！或雷诺的 Twingo。小型车等级的实例是阿尔法罗密欧的MiTo、大众的Polo、伏特的Ka+或雷诺的Clio。已知的混动车辆为宝马的330e或者丰田的 Yaris Hybrid。作为中型混动已知的例如是奥迪的A6 50TFSIe或宝马的 X2 xDeive25e。

附图说明

上面描述的实用新型在下文中在相关的技术背景下参照所属的附图详细阐述，所述附图示出优选的设计方案。本实用新型通过纯粹示意图不以任何方式限制，其中要注意的是，附图不是符合比例的并且不适合于定义大小关系。在附图中示出：

图1示出摩擦装置的分解图；

图2示出根据图1的第一摩擦盘的前视图；

图3示出根据图2的剖面图A-A中的第一摩擦盘；

图4示出摩擦装置的弹簧刚度的力-行程图；

图5示出另一实施方式的摩擦装置的弹簧刚度的力-行程图；以及

图6示出具有动力总成的机动车。

具体实施方式

在图1中示出摩擦装置1的分解图，其中部件沿着中央转动轴线2 轴向彼此错开地示出。输入侧4由第一输入盘5(根据视图在左前方) 和第二输入盘6(根据视图在右后方)形成，它们在此(纯粹可选地) 借助于多个铆钉60彼此抗扭地以传递扭矩的方式连接。在轴向中央示出输出侧7，所述输出侧包括碟形弹簧8和两个摩擦盘9、10。碟形弹簧8设置在第一摩擦盘9(根据视图在碟形弹簧8的左前方)和第二摩擦盘10(根据视图在碟形弹簧8的右后方)之间。碟形弹簧8相对于摩擦盘9、10可旋转地固定，在此经由相对应的挂入部44、45、46、47，其中(第一摩擦盘9的)第一挂入部44和(第二摩擦盘10的)第二挂入部45和(碟形弹簧8的)第三挂入部46在此与连接元件(在此未示出)的外齿部共同作用地间接地彼此可旋转地固定。纯粹可选地，在碟形弹簧8处在径向外部形成第四挂入部47，所述第四挂入部容纳在第二摩擦盘10的相对应的凹部61中，用于相对可旋转地固定和/或正确地预安装。在输入侧4和输出侧7之间的相对转动角因此引起输入盘5、6相对于摩擦盘9、10相对转动，其中碟形弹簧8直接地由摩擦盘9、10或经由所述连接元件带动。

碟形弹簧8在构造上预紧，即由相应地轴向彼此间隔开的输入盘5、 6以及摩擦盘9、10的(有效)轴向结构深度。为了导入第三轴向力19，碟形弹簧8支撑在第二摩擦盘10的第三接触区域13处，并且第二摩擦盘10将该第三轴向力19经由其第三摩擦区16(在此被遮盖)继续传导到第二配合摩擦面43上(相对靠下)，以产生摩擦力矩。第一轴向力 17或(在此较大的)第二轴向力18由碟形弹簧8继续传导到第一摩擦盘9的两个(在此被遮盖的)接触区域11、12中的各一个上并且由第一摩擦盘9经由其第一摩擦区14或其第二摩擦区15继续提供给第一输入盘5的第一配合摩擦面42(相对靠下)。

第二输入盘6具有(纯粹可选闭合的)第二配合摩擦面43，所述第二配合摩擦面与第二摩擦盘10的(在此被遮盖的)第三摩擦区16 共同作用。第一输入盘5具有这种第一配合摩擦面42，所述第一配合摩擦面由多个径向接片41形成。径向接片41在两个扇形切口40之间形成。在一个替选的实施方式中，第一配合摩擦面42由第一输入盘5 的轴向突出的径向区段形成，其中其形状对应于示出的径向接片41。径向接片41的形状和延展与第一摩擦盘9的或其两个摩擦区14、15 的互补的形状和沿环周方向的斜坡状的过渡部相关，由所述过渡部形成斜坡传动。要指出的是，在该实施方式中，斜坡传动为了将转动角转换成轴向行程仅在第一输入盘5和第一摩擦盘9之间形成。替选地，这种斜坡传动仅仅或附加地在第二输入盘6和第二摩擦盘10之间形成。对此的其他内容详细地参照在图2中示出的第一摩擦盘9来描述。

在第二输入盘6中，示出第一转动角20和第二转动角21，其中所述第一和第二转动角分别理解成从零位开始的(最大)极限角。只要在第一转动角20的范围中，第一摩擦盘9的第一摩擦区14就与第一输入盘5的第一配合摩擦面42摩擦配合地接触，而在第二转动角21的范围中(连接于第一转动角20)，第一摩擦盘9的第二摩擦区15与第一输入盘5的第一配合摩擦面42摩擦配合地接触。

在图2中，在朝向第一输入盘5的那侧的前视图中示出根据图1 的第一摩擦盘9。通过用于标明在第一摩擦盘9的面中的径向凸肩的线，清楚可见第一摩擦区14比第二摩擦区15轴向更深地设置并且在摩擦区 14、15之间形成沿环周方向的斜坡状的过渡部。在此示出一个有利的实施方式，其中沿环周方向的斜坡状的过渡部由沿径向方向的斜坡倾斜部叠加。这在下文中关于图3更详细地描述。在此标明图3的剖面图 A-A。所述剖面穿过斜坡状的过渡部，使得在径向内部剖开第一摩擦区 4并且在径向外部剖开第二摩擦区15。

在图3中示出根据图2的剖面图A-A中的第一摩擦盘9。第一摩擦盘9的朝向碟形弹簧8(参见图1)的那个表面35在此在左边示出并且朝向第一输入盘5的在图2中示出的那侧在右边示出。剖面A-A穿过斜坡状的过渡部从第一摩擦区14引导至第二摩擦区15。

第一摩擦盘9的碟形弹簧侧的表面35在该实施方式中(纯粹可选地)在(碟形弹簧侧的)第一直径27处具有第一接触区域11并且在更径向外部在(碟形弹簧侧的)第二直径29处具有第二接触区域12。碟形弹簧8与其负载相关地与第一接触区域11接触以传递第一轴向力17 和/或与第二接触区域12接触以传递第二轴向力18。例如，直至第一转动角20(的范围)的结束，仅第一接触区域11与碟形弹簧8接触，并且从第二转动角21(的范围)的开始，仅第二接触区域12与碟形弹簧8接触。在一个实施方式中，在从第一转动角20过渡到第二转动角 21时，碟形弹簧8与第一摩擦盘9的两个接触区域11、12接触。所述情形例如在碟形弹簧8的平面位置62中给出。

根据一个实施方式，碟形弹簧8在松弛的或预紧的位置中朝向平面位置62纵弯成，使得碟形弹簧8的径向外部的边缘与第二摩擦盘10 的第三接触区域13(参见图1)以传递力的方式接触，并且借助碟形弹簧8的径向内部的边缘与第一摩擦盘9的第一接触区域11以传递力的方式接触。根据该实施方式，碟形弹簧8在远离平面位置62的张紧的位置中纵弯成，使得碟形弹簧8的径向内部的边缘与第二摩擦盘10的第三接触区域13(参见图1)以传递力的方式接触，并且借助碟形弹簧 8的径向外部的边缘与第一摩擦盘9的第二接触区域11以传递力的方式接触。属于第一接触区域11的第一摩擦区14优选地在径向内部设置，并且属于第二接触区域12的第二摩擦区15优选地在径向外部设置。

输入盘侧的第一直径28在此图解说明地在内棱边处限定，然而在作为平均摩擦区直径考虑时，必须径向更靠外。输入盘侧的第二直径 30在此图解说明地在外棱边处限定，然而在作为平均摩擦区直径考虑时，必须径向更靠内。在一个实施方式中，那么相反地，在第二接触区域12和第二摩擦区15中的第二直径偏差32大于在第一接触区域11 和第一摩擦区14中的第一直径偏差31。然而优选地，直径偏差31、32 限定于示出的输入盘侧的直径28、30，即径向外部的摩擦区15的外棱边和径向内部的摩擦区14的内棱边。

在此示出的实施方式中(纯粹可选地)在第一接触区域11和第一摩擦区14或第一摩擦区14的内棱边之间的第一间距33不等于在第二接触区域12和第二摩擦区15或第二摩擦区15的外棱边之间的第二间距34。此外，第一接触区域11的第一高度36大于第二接触区域12的第二高度37，使得出现高度差63。第二间距34优选地大于第一间距 33多于高度差63。第一摩擦盘9借此在内环周处比在外环周处或比在碟形弹簧侧的第二直径29处更薄。第一摩擦盘9的刚度借此在碟形弹簧8作用于第一接触区域11时比在作用于第二接触区域12时更小。从中得出，与仅碟形弹簧8的可用行程范围相比，在碟形弹簧特征曲线 64和第一摩擦盘9的挠度的串联连接中延长了可用(总)行程范围。

在图4中示出力-行程图，其中以力轴线65作为纵坐标并且以行程轴线66作为横坐标描绘碟形弹簧特征曲线64(细虚线)和两个总挠度 22、23(连续直线)，以及由叠加得出的总特征曲线67、68(粗虚线和比碟形弹簧特征曲线64更平缓的线)。碟形弹簧特征曲线64在平面位置62的左边和右边分别抛物线形地以相反的定向形成，其中在达到平面位置62之前达到碟形弹簧力的局部最大值69并且在超过平面位置 62之后达到局部最小值70。因此，近似地在平面位置62周围在碟形弹簧特征曲线64的一个部段周围构成力平台。

在此，可用行程范围24、25、26在最小可用力38和最大可用力 39之间限定成(由于安装位置)，使得最小可用力38设置在碟形弹簧特征曲线64的局部最小值70处(在平面位置62的右边)。

总挠度22、23在力-行程图中以(理想地恒定的)斜率示出，更确切地说以最小总挠度22(刚性)和最大总挠度23。因此，在串联连接中对于最小总挠度22得出与碟形弹簧特征曲线64相比略微更平缓的 (最小)总特征曲线67并且对于最大总挠度23得出明显更平缓的(最大)总特征曲线68。要指出的是，局部最大值69和局部最小值70的数值保持不变。在此，总特征曲线67、68的抛物线状的部段的升高比在碟形弹簧特征曲线64的情况下明显更平缓。总特征曲线67、68的该实施方式优选地对于最大可用力39[分子]与最小可用力38[分母]的大于1.5的比值是特别有利的，其中在此(如在上文中已经描述的那样) 仅从局部最小值70(在平面位置62的右边)开始使用行程范围24、25、 26。

在图5中示出类似于在图4中的力-行程图，并且就此而言不排除普遍性地参照在那里的描述。在此，在最小可用力38和最大可用力39 之间的可用行程范围24、25、26也限定成(由于安装位置)，使得最小可用力38尚在碟形弹簧特征曲线64的局部最大值69(在平面位置62 的左边)之前(即左边)设置并且最大可用力39如在图4中那样在碟形弹簧特征曲线64的局部最小值70(在平面位置62的右边)之后(即右边)设置。总挠度22、23在不排除普遍性的情况下纯粹出于概览性与在图4中示出的实施例是相同类型的，对于碟形弹簧特征曲线64的朝向总特征曲线67、68的变化具有相同的结果。

总特征曲线67、68的该实施方式优选地对于最大可用力39[分母] 与最小可用力38[分子]的大于2(两倍)的比值是尤其有利的，因为在此(如在上文中已经描述的)使用在平面位置62的左边和右边的行程范围24、25、26，其中在此纯粹可选地，平面位置62大致或精确居中地设置在最小可用力38和最大可用力39之间。

在图6中以示意俯视图示出具有动力总成48的机动车59。机动车 59具有纵轴线71和马达轴线72，其中马达轴线72(纯粹可选地)在此横向地设置在驾驶舱73之前。动力总成48包括：第一驱动机器52，所述第一驱动机器优选地构成为内燃机52并且具有第一机器轴54(那么例如燃烧器轴54)；具有转子轴55的第二(优选电)驱动机器53(在此构成为所谓的混动模块)；以及变速器56(在此例如为皮带传动装置 [CVT：continuous variabletransmission，无级变速器])。燃烧器轴54 借助于扭矩限制器与转子轴55以传递扭矩的方式连接。转子轴55又与变速器56以传递扭矩的方式连接并且变速器56与左侧的推进轮57和右侧的推进轮58以传递扭矩的方式连接。借助于两个驱动机器52、53 或经由其机器轴54、55，可同时地或在不同的时间输出用于动力总成 48的(牵引)扭矩。

推进轮57、58因此可由驱动机器52、53提供(优选可变的)传动比。但是其也可以接收(推力)扭矩，例如借助于内燃机52用于马达制动，和/或借助于电驱动机器53用于回收制动能量。借助于包括输入元件49、输出元件50、摩擦装置1(未示出)的扭振减振器3(在此示例性地构成为摆臂式减振器51)，保护电驱动机器53(在燃烧器侧)免受系统造成的转动不均匀性，因为这是均匀化的。输入元件49例如是法兰盘并且输出元件50例如是另一法兰盘。在此，由扭振减振器3和摩擦装置1构成的串联连接近似结构空间中立地构成并且此外与扭矩水平相关地设定不同的减振特性，更确切地说，一方面在摆臂式减振器 51中几乎不耗散并且另一方面与得出的转动角20、21相关地耗散地借助于摩擦装置1。借此，例如设定扭振减振器3的期望的(可变的)滞后特性。

借助在此提出的摩擦装置，在无需附加的结构空间或附加的构件的情况下延长了可用行程范围。

附图标记列表：

1 摩擦装置

2 转动轴线

3 扭振减振器

4 输入侧

5 第一输入盘

6 第二输入盘

7 输出侧

8 碟形弹簧

9 第一摩擦盘

10 第二摩擦盘

11 第一接触区域

12 第二接触区域

13 第三接触区域

14 第一摩擦区

15 第二摩擦区

16 第三摩擦区

17 第一轴向力

18 第二轴向力

19 第三轴向力

20 第一转动角

21 第二转动角

22 最小总挠度

23 最大总挠度

24 可用行程范围(碟形弹簧)

25 最小可用行程范围

26 最大可用行程范围

27 碟形弹簧侧的第一直径

28 输入盘侧的第一直径

29 碟形弹簧侧的第二直径

30 输入盘侧的第二直径

31 第一直径偏差

32 第二直径偏差

33 第一间距

34 第二间距

35 第一摩擦盘的表面

36 第一高度

37 第二高度

38 最小可用力

39 最大可用力

40 扇形切口

41 径向接片

42 第一配合摩擦面

43 第二配合摩擦面

44 第一挂入部

45 第二挂入部

46 第三挂入部

47 第四挂入部

48 动力总成

49 输入元件

50 输出元件

51 摆臂式减振器

52 内燃机

53 电驱动机器

54 燃烧器轴

55 转子轴

56 变速器

57 左侧的推进轮

58 右侧的推进轮

59 机动车

60 铆钉

61 凹部

62 平面位置

63 高度差

64 碟形弹簧特征曲线

65 力轴线

66 行程轴线

67 最小总特征曲线

68 最大总特征曲线

69 局部最大值

70 局部最小值

71 纵轴线

72 马达轴线

73 驾驶舱。

Claims (10)

1.一种用于扭振减振器(3)的摩擦装置(1)，具有转动轴线(2)，所述摩擦装置至少具有如下部件：

-输入侧(4)，所述输入侧具有第一输入盘(5)和第二输入盘(6)，所述第一和第二输入盘彼此连接，和；

-输出侧(7)，所述输出侧具有碟形弹簧(8)、第一摩擦盘(9)和第二摩擦盘(10)，其中所述碟形弹簧(8)轴向地设置在摩擦盘之间，其中所述摩擦盘在碟形弹簧侧具有多个接触区域并且在输入盘侧具有多个摩擦区，

其中在所述输入侧(4)和所述输出侧(7)之间能够摩擦配合地传递扭矩，其方式为：所述碟形弹簧(8)被预紧，以施加轴向力(17、18、19)，并且所述轴向力(17、18、19)

-分别经由所述接触区域中的至少一个，从所述碟形弹簧(8)传导到相应的摩擦盘上；以及

-分别经由所述摩擦区中的至少一个，从所述摩擦盘传导到分别相对应的输入盘(5、6)上，

其中在所述输出侧(7)和所述输入侧(4)之间由于扭矩落差可引起围绕所述转动轴线(2)的相对转动角(20、21)，并且

其中轴向力(17、18、19)的数值与附带的转动角(20、21)相关，

其特征在于，

所述输入盘(5、6)具有预先确定的轴向的总挠度(22、23)，使得可用行程范围(24、25、26)借助于所述总挠度(22、23)增大1.5倍至3倍。

2.根据权利要求1所述的摩擦装置(1)，其中

所述接触区域中的第一接触区域(11)和所述摩擦区中的第一摩擦区(14)分别设置在第一直径(27、28)上，以及所述接触区域中的第二接触区域(12)和所述摩擦区中的第二摩擦区(15)分别设置在第二直径(29、30)上，其中所述第一直径(27、28)中的至少一个不等于相应同侧的第二直径(29、30)，

其中所述总挠度(22、23)针对相对彼此具有最小的直径偏差(31)的那个接触区域(11)和那个摩擦区(14)来限定。

3.根据权利要求2所述的摩擦装置(1)，其中

在所述第一接触区域(11)和所述第一摩擦区(14)之间的第一轴向间距(33)不等于在所述第二接触区域(12)和所述第二摩擦区(15)之间的第二轴向间距(34)。

4.根据上述权利要求中任一项所述的摩擦装置(1)，其中

所述第一摩擦区(14)和所述第二摩擦区(15)沿环周方向和径向方向斜坡形地过渡到彼此中。

5.根据上述权利要求中任一项所述的摩擦装置(1)，其中

所述第一接触区域(11)和所述第二接触区域(12)从相关的摩擦盘(9)的朝向所述碟形弹簧(8)的那个表面(35)以彼此不同的高度(36、37)伸出，

其中，所述接触区域中的至少一个圆顶形地形成。

6.根据上述权利要求中任一项所述的摩擦装置(1)，其中

最大可用力(39)与最小可用力(38)的比值大于1.5或大于2。

7.根据上述权利要求中任一项所述的摩擦装置(1)，其中

所述输入盘(5)中的至少一个具有扇形切口(40)和在所述扇形切口(40)之间的径向接片(41)，其中由所述径向接片(41)形成用于相对应的摩擦盘(9)的摩擦区的配合摩擦面(42)，以及

其中所述径向接片(41)具有接片挠度，由所述接片挠度形成预先确定的总挠度(22、23)的主要部分，

其中，所述接片挠度根据相对应的摩擦区的有效附带的直径(28、30)是可变的。

8.根据上述权利要求中任一项所述的摩擦装置(1)，其中

所述摩擦盘分别经由所述摩擦盘的沿环周方向起作用的挂入部以传递扭矩的方式

-与单独的连接元件连接，所述连接元件配置用于以传递扭矩的方式与所述输出侧(7)连接，和/或

-彼此连接。

9.根据上述权利要求中任一项所述的摩擦装置(1)，其中

所述碟形弹簧(8)经由所述碟形弹簧(8)的沿环周方向起作用的挂入部(46、47)以传递扭矩的方式与所述摩擦盘中的一个摩擦盘(10)连接。

10.一种用于动力总成(48)的扭振减振器(3)，具有：

输入元件(49)和输出元件(50)，以及根据上述权利要求中任一项所述的摩擦装置(1)，

其中所述输入元件(49)借助于所述摩擦装置(1)与所述输出元件(50)耗散减振地以传递扭矩的方式连接，

其中，所述扭振减振器(3)构成为摆臂式减振器(51)。

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