DE10122541A1 - Antriebsvorrichtung mit einer Brennkraftmaschine - Google Patents

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Antriebsvorrichtung mit einer Brennkraftmaschine (1) mit innerer Verbrennung, mindestens einer Schwungmasse (4) und einer Kraftübertragungseinrichtung (5). Ein optimaler Drehschwingungsausgleich kann dadurch erreicht werden, dass die Brennkraftmaschine (1) über ein Getriebe (3) mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis mit der Kraftübertragungseinrichtung (5) in Verbindung steht.

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Antriebsvorrichtung mit einer Brennkraft­ maschine mit innerer Verbrennung, mindestens einer Schwungmasse und einer Kraftübertragungseinrichtung.

Das Drehmoment, das von Brennkraftmaschinen mit innerer Verbrennung abge­ geben wird, ist im Allgemeinen periodisch schwankend. Dies hat seine Ursache darin, dass die Gaskräfte, die auf die Kolben wirken, einen vorgegebenen zeitli­ chen Verlauf haben und darin, dass durch den Kurbeltrieb je nach Stellung der Kurbelwelle eine unterschiedliche Umsetzung der auf den Kolben wirkenden Kräfte in ein Antriebsmoment erfolgt. Die daraus resultierende Ungleichförmig­ keit der Drehbewegung ist eine wesentliche Ursache für die Geräuschentwicklung im Getriebe und für die Belastung und Abnützung der einzelnen Komponenten des Antriebsstranges. Um diese Probleme in Grenzen zu halten, werden übli­ cherweise Systeme von Schwungmassen und Torsionsschwingungsdämpfern vorgesehen, die gewährleisten, dass der Ungleichförmigkeitskoeffizient

δ = (ω_max - ω_min)/ω_m (1)

an der Getriebeeingangswelle einen ausreichend niedrigen Wert annimmt. Dabei bedeutet ω_min den Minimalwert der Winkelgeschwindigkeit der Welle, ω_max den Maximalwert der Winkelgeschwindigkeit der Welle und ω_m den Mittelwert der Winkelgeschwindigkeit. Nachteilig ist dabei jedoch, dass große Schwungmassen das dynamische Verhalten der Brennkraftmaschine beeinträchtigen und in den Torsionsschwingungsdämpfern beträchtliche Energiemengen dissipiert werden. Dies führt nicht nur zu einer Erhöhung des Kraftstoffverbrauches, sondern auch zu einer beträchtlichen Erwärmung der Bauteile, so dass aufwendige Maßnahmen zur Abführung der Verlustwärme vorgesehen werden müssen. Die oben be­ schriebenen Probleme treten insbesondere bei Antriebssystemen für Nutzfahr­ zeuge auf.

Die DE 195 42 764 A zeigt eine Hubkolbenbrennkraftmaschine mit Mitteln zur Kompensation von Drehschwingungen zweiter Ordnung. Dabei ist an dem Ende der Brennkraftmaschine, das der Kraftübertragungseinrichtung gegenüber liegt, eine Schwungmasse angeordnet, die über ein Getriebe mit veränderlichem Über­ setzungsverhältnis mit der Brennkraftmaschine in Verbindung steht. Durch die abwechselnde Beschleunigung und Verzögerung der Schwungmasse wird dabei ein veränderliches Drehmoment erzeugt, das einen Ausgleich für Drehungleich­ förmigkeiten der Brennkraftmaschine bieten kann. Nachteilig bei dieser Lösung ist, dass die Kurbelwelle der Brennkraftmaschine durch das wechselnde Dreh­ moment der Schwungmasse stark belastet wird, und dass durch die elastische Verformung der Kurbelwelle durch dieses Drehmoment zusätzliche Effekte er­ zeugt werden, die den Drehmomentausgleich stören.

Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, die obigen Nachteile zu vermeiden und eine Antriebsvorrichtung zu schaffen, bei der die Drehmomentabgabe mög­ lichst gleichförmig erfolgt. Dabei soll mit möglichst kleinen Schwungmassen und einer geringen Energiedissipation in Schwingungsdämpfern das Auslangen ge­ funden werden.

Erfindungsgemäß ist vorgesehen, dass die Brennkraftmaschine über ein Getriebe mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis mit der Kraftübertra­ gungseinrichtung in Verbindung steht. Wesentlich an der vorliegenden Erfindung ist, dass die Ungleichförmigkeit des Drehmomentverlaufes der Brennkraftma­ schine in Abhängigkeit vom Kurbelwinkel durch ein Getriebe kompensiert wird, das einen ungleichförmigen Antrieb der Schwungmasse und in der Folge des An­ triebsstranges gegenüber der Brennkraftmaschine bewirkt. Auf diese Weise kön­ nen Torsionsschwingungen dynamisch kompensiert werden, ohne Energie zu dis­ sipieren und ohne die Kurbelwelle zusätzlich zu belasten. Die Schwungmasse kann dabei in üblicher Weise als Kupplungshälfte einer Schaltkupplung ausgebil­ det sein, oder auch als getrennter Bauteil ausgeführt sein. Bei einer Antriebsvor­ richtung für ein Kraftfahrzeug wird es sich bei der Kraftübertragungseinrichtung im Allgemeinen um ein Schaltgetriebe handeln. In einer Minimalvariante wirkt der Antriebsstrang selbst als Schwungmasse, mit der die Brennkraftmaschine in ungleichförmiger Weise in Verbindung steht.

In einer bevorzugten Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass die Kraftübertragungseinrichtung direkt mit der Schwungmasse verbunden ist. In diesem Fall erfolgt ein gleichsam kinematischer Ausgleich der ungleichförmigen Bewegung der Brennkraftmaschine. Bei gleichmäßiger Drehung der Kraftübertra­ gungseinrichtung wird auf diese Weise bewirkt, dass die Kurbelwelle der Brenn­ kraftmaschine eine Drehbewegung mit periodisch schwankender Winkelge­ schwindigkeit ausführt. Bei geeigneter Abstimmung des Getriebes mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis wird dabei durch periodische Beschleuni­ gung und Verzögerung der Kurbelwelle und der mit ihr in Verbindung stehenden beweglichen Teile der Brennkraftmaschine ein innerer Ausgleich des schwanken­ den Antriebsmoments bewirkt. Da die Schwungmasse dabei zwischen der Brenn­ kraftmaschine und der Kraftübertragungseinrichtung liegt, wird eine zusätzliche Belastung der Kurbelwelle hervorgerufen.

Eine alternative Ausführungsvariante der Erfindung geht von einem gleichsam dynamischen Massenausgleich aus, wobei die Brennkraftmaschine eine gleich­ mäßige Drehbewegung ausführt und die Drehmomentschwankungen durch die ungleichmäßige Drehbewegung der Schwungmasse aufgenommen werden. Be­ vorzugt ist hierbei vorgesehen, dass die Schwungmasse und die Kraftübertra­ gungseinrichtung an unterschiedlichen Enden einer Kurbelwelle der Brennkraft­ maschine angeordnet sind. Bei dieser Lösung ist jedoch zu beachten, dass die Kurbelwelle der Brennkraftmaschine durch die Ausgleichsmomente zusätzlich auf Torsion belastet wird.

In einer weiteren bevorzugten Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgese­ hen, dass das Getriebe mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis mindestens ein Kardangelenk aufweist. Es ist bekannt, dass ein einzelnes Kar­ dangelenk eine ungleichmäßige Übertragungsfunktion aufweist, wobei der Grad der Ungleichmäßigkeit von dem Winkel α abhängt, in dem die Antriebswelle und die Abtriebswelle des Kardangelenks gegeneinander geneigt sind. Die Übertra­ gungsfunktion ist periodisch mit zwei vollen Schwingungen pro Umdrehung und lässt sich mathematisch folgendermaßen darstellen:

α stellt dabei den Winkel zwischen den Wellen des Kardangelenkes dar, und ϕ ist der Drehwinkel. Für kleine Werte von α gilt näherungsweise

u = 1 - α²cos²ϕ (3).

Der Ungleichförmigkeitskoeffizient δ der Bewegung eines Kardangelenkes beträgt

Für kleine α gilt daher näherungsweise

δ = α² (5).

Wenn es aus konstruktiven Gründen erwünscht ist, dass die Achse der Kurbel­ welle der Brennkraftmaschine parallel mit der Achse der Getriebeeingangswelle ist, ist vorzugsweise vorgesehen, dass das Getriebe mit periodisch veränderli­ chem Übersetzungsverhältnis zwei Kardangelenke aufweist, die über eine Kar­ danwelle miteinander verbunden sind. Da im Gegensatz zu herkömmlichen Kar­ danantrieben eine ungleichförmige Übertragung notwendig ist, dürften in einem solchen Fall die Kardangelenke nicht parallel zueinander ausgerichtet sein, son­ dern müssen um einen Winkel gegeneinander verdreht sein. Die höchste Un­ gleichförmigkeit ergibt sich bei einem Winkel von 90°. Alternativ dazu ist es auch möglich, dass das Getriebe mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhält­ nis ein Kardangelenk und ein homokinetisches Gelenk aufweist.

Bei der Ungleichförmigkeit des Drehmomentverlaufes einer Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung handelt es sich üblicherweise nicht um ein Verhalten, das einer Sinuskurve entspricht. Im Allgemeinen jedoch dominiert ein Haupt­ schwingungsanteil, demgegenüber die Oberwellen eine geringere Bedeutung aufweisen. Bei einer Reihenbrennkraftmaschine, die im Vier-Takt-Prinzip arbeitet, führt der Hauptschwingungsanteil der Torsionsschwingung N/2 Schwingungen pro Umdrehung der Kurbelwelle aus, wenn N die Anzahl der Zylinder der Brenn­ kraftmaschine bedeutet. Bei einer Vierzylinderbrennkraftmaschine sind dies bei­ spielsweise zwei vollständige Schwingungen pro Kurbelwellenumdrehung. Da ein Kardangelenk, wie oben beschrieben, ebenfalls zwei Schwingungen pro Kurbel­ wellenumdrehung ausführt, kann in diesem Fall ein Schwingungsausgleich er­ reicht werden, indem das Kardangelenk direkt an der Kurbelwelle angebracht ist. Für eine andere Zahl von Zylindern ist es jedoch im Allgemeinen erforderlich, ein Getriebe mit konstantem Übersetzungsverhältnis zwischen das Kardangelenk und die Brennkraftmaschine zu schalten.

In besonders vorteilhafter Weise ist es möglich, ein verallgemeinertes Kardan­ gelenk zu verwenden. Dabei ist mindestens ein Zapfen nicht in einem rechten Winkel zur jeweiligen Achse angeordnet, so dass sich ein sphärischer Vierge­ lenkmechanismus ergibt. So ist es möglich, eine Übertragungsfunktion zu reali­ sieren, deren Verlauf deutlich von einer Sinusschwingung abweicht. Durch die Auswahl der verschiedenen Winkel steht auf diese Weise eine Vielzahl von Para­ metern zur Verfügung, die zu einer Optimierung des Systems variiert werden können.

Die geringfügigen verbleibenden Torsionsschwingungen, die hauptsächlich auf­ grund von Oberwellen verursacht sind, können ausgeglichen werden, indem zwi­ schen der Brennkraftmaschine und einer Schwungmasse ein Torsionsschwin­ gungsdämpfer vorgesehen ist. Solche Torsionsschwingungsdämpfer können je­ doch im Vergleich zu herkömmlichen Lösungen wesentlich kleiner ausgeführt werden und dissipieren deutlich weniger Energie. Der Torsionsschwingungs­ dämpfer kann auch zwischen der Brennkraftmaschine und der Kraftübertra­ gungseinrichtung angeordnet sein, beispielsweise stromabwärts einer Schwung­ masse, wenn dort eine solche vorgesehen ist.

In einer weiteren Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass die Schwungmasse als Ausgleichswelle zum Ausgleich von Massenkräften ausgebil­ det ist. Ausgleichswelle werden in vielen Fällen vorgesehen, um die vom Kurbel­ trieb resultierenden Massenkräfte auszugleichen. Wenn der Antrieb der Aus­ gleichwellen mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis erfolgt, kön­ nen so gleichzeitig die Torsionsschwingungen getilgt werden.

An sich ist es durch die Erfindung möglich, herkömmliche Maßnahmen zur Ver­ ringerung der Torsionsschwingungen zu ersetzen. Es ist jedoch zur Erzielung op­ timaler Ergebnisse auch möglich, eine Kombination mit solchen Maßnahmen durchzuführen und beispielsweise ein Zweimassenschwungrad vorzusehen.

Eine optimale Anpassung an unterschiedliche Drehungleichförmigkeiten bei Teil­ last und bei Volllast kann dadurch erreicht werden, dass das Getriebe mit perio­ disch veränderlichem Übersetzungsverhältnis einen variablen Ungleichförmig­ keitsgrad aufweist. Besonders günstig ist es in diesem Zusammenhang, wenn das Getriebe mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis als Kardan­ gelenk ausgebildet ist, und dass der Winkel zwischen der Achse der Eingangs­ welle und der Achse der Ausgangswelle des Kardangelenks veränderlich ist. Da­ bei kann die Brennkraftmaschine über eine quer zur Achse verschiebbare Zwi­ schenwelle oder über eine in Axialrichtung verschiebbare Zwischenwelle mit der Kraftübertragungseinrichtung in Verbindung stehen. Durch Erfassung der Drehungleichförmigkeiten mit geeigneten Sensoren kann der Ungleichförmig­ keitsgrad des Getriebes automatisch auf einen optimalen Wert eingestellt wer­ den.

In der Folge wird die vorliegende Erfindung anhand der in den Figuren darge­ stellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigen schematisch:

Fig. 1, 2, 3a, 3b, 3c verschiedene Ausführungsvarianten der Erfindung,

Fig. 4 und 5 Darstellungen von Kardangelenken, die für die erfindungsge­ mäße Vorrichtung verwendet werden,

Fig. 6 eine weitere Ausführungsvariante der Erfindung,

Fig. 7 und 8 ein verallgemeinertes Kardangelenk.

Die Vorrichtung von Fig. 1 besteht aus einer Brennkraftmaschine 1 mit einer schematisch angedeuteten Kurbelwelle 2. Die Kurbelwelle 2 der Brennkraftma­ schine 1 ist über ein Kardangelenk 3 mit einer Schwungmasse 4 verbunden, die als Schaltkupplung ausgebildet sein kann. Eine Kraftübertragungseinrichtung 5 in der Form eines Schaltgetriebes ist mit der Schwungmasse 4 verbunden. Die in der Fig. 1 dargestellte Antriebsvorrichtung ist typischerweise Teil eines Antriebs­ stranges eines nicht näher dargestellten Kraftfahrzeuges. Die Achse 2a der Kur­ belwelle 2 der Brennkraftmaschine 1 ist um einen Winkel α gegenüber der Achse 5a des Schaltgetriebes 5 geneigt. Daher stellt das Kardangelenk 3 ein Getriebe mit einem periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis dar. Die Schwan­ kungen dieses Übersetzungsverhältnisses steigen mit zunehmendem Winkel α. Die in der Fig. 1 dargestellte Ausführungsvariante ist besonders für Viertakt- Brennkraftmaschinen mit vier Zylindern, die in Reihe angeordnet sind, geeignet.

Die Ausführungsvariante von Fig. 2 unterscheidet sich von der, die in der Fig. 1 dargestellt ist, dadurch, dass das Getriebe mit periodisch veränderlichem Über­ setzungsverhältnis durch zwei Kardangelenke 3a, 3b gebildet ist, die durch eine Kardanwelle 3c miteinander verbunden sind. Auf diese Weise ist es möglich, die Kurbelwellenachse 2a parallel zur Getriebeachse 5a auszubilden. Direkt mit der Kurbelwelle 2 der Brennkraftmaschine 1 ist eine Schwungmasse 6 vorgesehen, und zwischen Schwungmasse 6 und dem ersten Kardangelenk 3a ist ein Getriebe 7 mit konstantem Übersetzungsverhältnis zwischengeschaltet. Wenn es sich bei der Brennkraftmaschine 1 beispielsweise um eine Fünfzylinder-Brennkraftma­ schine handelt, so wird das Getriebe 7 vorteilhafterweise ein Übersetzungsver­ hältnis i = ω₁/ω₂ von 4 : 5 aufweisen, also beispielsweise aus Zahnrädern mit 25 bzw. 20 Zähnen gebildet sein. Durch diese Übersetzung ins Schnelle wird auch der Vorteil einer geringeren Belastung des Antriebsstrangs erzielt, so dass bei­ spielsweise das Schaltgetriebe kompakter ausgeführt werden kann. Auf diese Weise wird die Hauptfrequenz der in der Brennkraftmaschine 1 erzeugten Tor­ sionsschwingungen mit der durch die Kardangelenke 3a, 3b erzeugten Frequenz synchronisiert. Wie in der Fig. 2 angedeutet, ist es wesentlich, dass die auf der Kardanwelle angeordneten Gabeln der Kardangelenke 3a, 3b nicht parallel zu­ einander ausgerichtet sind, sondern beispielsweise in einem Winkel von 90° zu­ einander geneigt sind. Weiter in der Fig. 2 ersichtlich ist ein stromabwärts der Kardangelenke 3a, 3b angeordneter Schwingungsdämpfer 8, der mit der Schwungmasse 4 in Verbindung steht.

Den Ausführungsvarianten von Fig. 1 und von Fig. 2 ist gemeinsam, dass die pe­ riodische Beschleunigung und Verzögerung der Kurbelwelle und der von ihr an­ getriebenen Bauteile, wie etwa Pleuel und Kolben, einen inneren Ausgleich der durch die Gaskräfte hervorgerufenen Ungleichmäßigkeit bewirkt.

Im Gegensatz zu der Darstellung in den obigen Figuren kann das Getriebe als Kettentrieb mit unrunden Kettenrädern ausgeführt sein. Auf diese Weise können auch Torsionsschwingungen höherer Ordnung getilgt werden, da das Überset­ zungsverhältnis nicht notwendigerweise in der Form einer Sinuskurve schwanken muss.

Die Ausführungsvarianten der Fig. 3a, 3b, 3c sind dadurch gekennzeichnet, dass das Getriebe 3 mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis einen vari­ ablen Ungleichförmigkeitsgrad aufweist. Bei der Ausführungsvariante von Fig. 3a weist die Ausgangswelle 2a der Brennkraftmaschine 1 ein Axialverschiebeele­ ment 25a auf, das in der Richtung des Doppelpfeils 26 verschiebbar ist. Ein wei­ teres Axialverschiebeelement 25b ist auf der Kardanwelle 3c vorgesehen. Auf diese Weise kann der Winkel α innerhalb vorbestimmter Grenzen variiert werden.

Eine ähnliche Lösung ist in der Fig. 3b dargestellt. Unterschiedlich ist dabei ledig­ lich, dass die Wellen 2a und 5a koaxial sind. Die Kardangelenke 3a, 3b bilden, wie in den obigen Ausführungsvarianten, das Getriebe 3 mit periodisch veränder­ lichem Übersetzungsverhältnis während die Kardangelenke 23a, 23b in her­ kömmlicher Weise ausgebildet sind und keine Drehungleichförmigkeit bewirken. Indem nun die Zwischenwelle 20 in der Richtung des Doppelpfeils 27 senkrecht zu ihrer Achse verschoben wird, kann der Winkel α der Kardanwelle 3c und damit der Ungleichförmigkeitsgrad verändert werden. Um die Bewegung zu ermögli­ chen, sind auch bei dieser Lösung in den Kardanwellen 3c und 23c Axialverschie­ beelemente 25a, 25b vorgesehen.

Die Fig. 3c zeigt eine Lösung, die beispielsweise bei Fahrzeugen mit quer einge­ bauter Brennkraftmaschine zur Anwendung gelangen kann. Dabei liegen die Ach­ sen 2a und 5a im rechten Winkel zueinander. Ein Kegelradgetriebe 28 ist in der Richtung des Doppelpfeils 29 verschiebbar, wodurch auch bei dieser Lösung die Kardanwelle 3c verschwenkt werden kann.

In den Fig. 4 und 5 sind mögliche Ausführungsvarianten von Kardangelenken dargestellt. Bei der Ausführungsvariante von Fig. 4 wirkt ein erstes Kardangelenk 3a über eine Kardanwelle 3c mit einem homokinetischen Gelenk 3d zusammen. Das ungleichförmige Übertragungsverhalten wird durch das Kardangelenk 3a be­ wirkt. Bei der Ausführungsvariante von Fig. 5 sind zwei Kardangelenke 3a, 3b vorgesehen, die durch eine Kardanwelle 3c miteinander verbunden sind. Die Ga­ beln der Kardangelenke 3a, 3b auf der Kardanwelle 3c sind in einem Winkel von 90° zueinander angeordnet. Auf diese Weise wird die Ungleichförmigkeit der Be­ wegung verdoppelt.

In der Fig. 6 ist eine weitere Variante der Erfindung dargestellt. Dabei sind die Kardangelenke 3a und 3b mit parallelen Zapfen ausgerichtet, so dass sich von der Brennkraftmaschine 1 zum Schaltgetriebe 5 ein konstantes Übersetzungs­ verhältnis ergibt. Auf der Kardanwelle 3c ist eine Schwungmasse 4 angeordnet, die sich ungleichförmig bewegt und damit Torsionsschwingungen kompensiert. Es ist für den Fachmann klar, dass die oben beschriebenen Anordnungen miteinan­ der kombiniert werden können, um eine optimale Wirkung zu erzielen. Insbeson­ dere können mehrere Schwungmassen vorgesehen werden.

Die Fig. 7 ist ein verallgemeinertes Kardangelenk in einem vergrößerten Maßstab axonometrisch dargestellt. Das Gelenk besteht aus einer ersten Gabel 15a, die an einer Eingangswelle 16a befestigt ist. Die Gabel 15a trägt drehbar einen Zap­ fen 17a, der in einem spitzen Winkel ψ₁ zu der Achse der Eingangswelle 16a ge­ neigt ist. In analoger Weise ist der Zapfen 17b der zweiten Gabel 15b in einem spitzen Winkel ψ₂ zu der Achse der Ausgangswelle 16b geneigt. Die beiden Zap­ fen 17a, 17b sind fest miteinander verbunden und bilden einen kreuzförmigen Bauteil 18. Eine weitere Verallgemeinerung erfolgt dadurch, dass die Zapfen 17a, 17b in einem spitzen Winkel ψ₃ zueinander geneigt sind. Mit den Winkeln ψ₁, ψ₂ und ψ₃ sowie dem Winkel α stehen somit vier Parameter zur Verfügung, die zur Optimierung des Verhaltens herangezogen werden können. So können beispiels­ weise asymmetrische Schwingungsformen dargestellt werden. Bei Verwendung zweier solcher Gelenke nach der Art der Fig. 2 oder Fig. 6 stehen noch mehr Freiheitsgrade für die Optimierung zur Verfügung. In der Fig. 8 sind die Bauteile der Fig. 7 einzeln dargestellt. Die einzelnen Bauteile sind zur vereinfachten Dar­ stellung in die Zeichenebene gedreht.

Die vorliegende Erfindung ermöglicht es, Torsionsschwingungen, die durch Brennkraftmaschinen mit innerer Verbrennung verursacht werden, zu verringern. Da diese Verringerung nicht durch eine Dämpfung, sondern durch eine Schwin­ gungstilgung erzielt wird, wird Energie nicht vernichtet, was sich in einem verrin­ gerten Kraftstoffverbrauch und der Vermeidung unnötiger Wärmeentwicklung auswirkt. Die Effizienz der Vorrichtung ist im Wesentlichen unabhängig von der Drehzahl der Brennkraftmaschine. Durch die vorliegende Erfindung kann insge­ samt das Betriebsgeräusch und die Belastung des Antriebsstranges verringert werden.

Claims (18)

1. Antriebsvorrichtung mit einer Brennkraftmaschine (1) mit innerer Verbren­ nung, mindestens einer Schwungmasse (4) und einer Kraftübertragungs­ einrichtung (5), dadurch gekennzeichnet, dass die Brennkraftmaschine (1) über ein Getriebe (3) mit periodisch veränderlichem Übersetzungsver­ hältnis mit der Kraftübertragungseinrichtung (5) in Verbindung steht.

2. Antriebsvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Kraftübertragungseinrichtung (5) als Schaltgetriebe ausgebildet ist.

3. Antriebsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekenn­ zeichnet, dass die Kraftübertragungseinrichtung (5) direkt mit der Schwungmasse (4) verbunden ist.

4. Antriebsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekenn­ zeichnet, dass die Kraftübertragungseinrichtung (5) direkt mit der Brenn­ kraftmaschine (1) verbunden ist.

5. Antriebsvorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Schwungmasse (4) und die Kraftübertragungseinrichtung (5) an unter­ schiedlichen Enden einer Kurbelwelle (2) der Brennkraftmaschine (1) ange­ ordnet sind.

6. Antriebsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekenn­ zeichnet, dass das Getriebe (3) mit periodisch veränderlichem Überset­ zungsverhältnis mindestens ein Kardangelenk (3a, 3b) aufweist.

7. Antriebsvorrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Getriebe (3) mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis zwei Kardangelenke (3a, 3b) aufweist, die über eine Kardanwelle (3c) miteinan­ der verbunden sind.

8. Antriebsvorrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Getriebe (3) mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis ein Kar­ dangelenk (3a) und ein homokinetisches Gelenk (3d) aufweist.

9. Antriebsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekenn­ zeichnet, dass das Getriebe (3) mit periodisch veränderlichem Überset­ zungsverhältnis ein verallgemeinertes Kardangelenk (3a, 3b) aufweist, bei dem mindestens ein Zapfen (17a, 17b) in einem spitzen Winkel (ψ₁, ψ₂) zur Achse der zugehörigen Welle (16a, 16b) angeordnet ist und/oder der Winkel (ψ₃) zwischen den Zapfen (17a, 17b) ein spitzer Winkel ist.

10. Antriebsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekenn­ zeichnet, dass zwischen der Brennkraftmaschine (1) und dem Getriebe (3) mit veränderlichem Übersetzungsverhältnis ein weiteres Getriebe (7) mit konstantem Übersetzungsverhältnis angeordnet ist.

11. Antriebsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekenn­ zeichnet, dass zwischen der Brennkraftmaschine (1) und einer Schwung­ masse (4, 14) ein Torsionsschwingungsdämpfer (8) vorgesehen ist.

12. Antriebsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekenn­ zeichnet, dass zwischen der Brennkraftmaschine (1) und der Kraftübertra­ gungseinrichtung (5) ein Torsionsschwingungsdämpfer (8) vorgesehen ist.

13. Antriebsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekenn­ zeichnet, dass die Schwungmasse (4) als Ausgleichswelle zum Ausgleich von Massenkräften ausgebildet ist.

14. Antriebsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekenn­ zeichnet, dass eine Schwungmasse als Zweimassenschwungrad ausgebil­ det ist.

15. Antriebsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekenn­ zeichnet, dass das Getriebe (3) mit periodisch veränderlichem Überset­ zungsverhältnis einen variablen Ungleichförmigkeitsgrad aufweist.

16. Antriebsvorrichtung nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet,
dass das Getriebe (3) mit periodisch veränderlichem Übersetzungsverhältnis als Kardangelenk (3a, 3b) ausgebildet ist, und
dass der Winkel (α) zwischen der Achse der Eingangswelle und der Achse der Ausgangswelle des Kardan­ gelenks veränderlich ist.

17. Antriebsvorrichtung nach einem der Ansprüche 15 oder 16, dadurch ge­ kennzeichnet, dass die Brennkraftmaschine (1) über eine quer zur Achse ver­ schiebbare Zwischenwelle (20) mit der Kraftübertragungseinrichtung (5) in Verbindung steht.

18. Antriebsvorrichtung nach einem der Ansprüche 15 oder 16, dadurch ge­ kennzeichnet, dass die Brennkraftmaschine (1) über eine in Axialrichtung ver­ schiebbare Zwischenwelle mit der Kraftübertragungseinrichtung (5) in Ver­ bindung steht.