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Die
vorliegende Erfindung betrifft eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung,
insbesondere Drehmomentwandler, umfassend ein Gehäuse mit einem
Pumpenrad, ein in einem Innenraum des Gehäuses angeordnetes
Turbinenrad und eine Überbrückungskupplungsanordnung
mit einer ersten Reibflächenformation, die mit dem Gehäuse
zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse verbunden ist, einer zweiten
Reibflächenformation, die mit dem Turbinenrad zur gemeinsamen
Drehung verbunden ist, und einem Kolbenelement, wobei die zweite
Reibflächenformation über eine Torsionsdämpferanordnung mit
einer Turbinenradnabe des Turbinenrads gekoppelt ist, wobei die
Torsionsdämpferanordnung einen ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich
mit einem mit der zweiten Reibflächenformation verbundenen
ersten Eingangsbereich und einem über eine Mehrzahl erster
Dämpferfedereinheiten mit dem ersten Eingangsbereich gekoppelten
ersten Ausgangsbereich sowie einen zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich
mit einem mit dem ersten Ausgangsbereich verbundenen zweiten Eingangsbereich
und einem über eine Mehrzahl zweiter Dämpferfedereinheiten
mit dem zweiten Eingangsbereich gekoppelten zweiten Ausgangsbereich
umfasst.
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Eine
hydrodynamische Kopplungseinrichtung in Form eines Drehmomentwandlers,
wie sie vor allem hinsichtlich des Aufbaus der Torsionsdämpferanordnung
auch aus der
DE 103
17 634 A1 bekannt ist, wird nachfolgend mit Bezug auf die
1 beschrieben.
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In 1 ist
ein hydrodynamischer Drehmomentwandler allgemein mit 10 bezeichnet.
Der Drehmomentwandler 10 umfasst ein Wandlergehäuse 12, das
zwei Gehäuseschalen 14, 16 umfasst. Diese
sind radial außen beispielsweise durch Verschweißung fest
verbunden. Die Gehäuseschale 14 weist in ih rem radial
inneren Bereich einen Lagerzapfen 18 auf, der in einer
Aussparung einer über eine Kopplungsanordnung 20 und
eine Flexplatte o. dgl. zur Drehung um eine Drehachse A anzukoppelnden
Antriebswelle, beispielsweise Kurbelwelle, gelagert werden kann.
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Die
Gehäuseschale 16 bildet eine Pumpenradschale eines
Pumpenrads 23, die in ihrem radial inneren Endbereich mit
einer Pumpennabe 22 zum Antrieb einer in einem Getriebe
vorgesehenen Ölpumpe verbunden ist und an ihrer Innenseite
eine Mehrzahl von um die Drehachse A aufeinander folgend angeordneten
Pumpenradschaufeln 24 trägt.
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In
einem Innenraum 26 des Wandlergehäuses 12 ist
ein Turbinenrad 28 vorgesehen. Dieses weist eine Turbinenradschale 30 und
eine Mehrzahl von um die Drehachse A aufeinander folgend daran vorgesehenen
Turbinenradschaufeln 32 auf. Das Turbinenrad 28 ist
im dargestellten Beispiel über eine Torsionsdämpferanordnung 34 mit
einer Turbinenradnabe 36 zur Drehung gekoppelt. Über
diese Turbinenradnabe 36 ist der hydrodynamische Drehmomentwandler 10 mit
einer Abtriebswelle, beispielsweise einer Getriebeeingangswelle,
drehgekoppelt.
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Zwischen
dem Turbinenrad 28 und dem Pumpenrad 23 ist ein
allgemein mit 38 bezeichnetes Leitrad vorgesehen. Dieses
ist über eine Freilaufanordnung 40 auf einer nicht
dargestellten Stützhohlwelle getragen und somit nur in
einer Richtung um diese Drehachse A drehbar, um eine Momentenabstützfunktionalität
zu erreichen.
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Eine Überbrückungskupplungsanordnung 42 umfasst
zwei Reibflächenformationen 44, 46. Jede dieser
Reibflächenformationen 44, 46 weist eine Mehrzahl
von Reiblamellen bzw. Reibelementen 48, 50 auf.
Die Reibelemente 48 der Reibflächenformation 44 sind
mit einer an der Gehäuseschale 14 gebildeten Verzahnung 52 in
Drehkopplungseingriff. Die Reibelemente 50 der Reibflächenformation 46 sind mit
einer Verzahnung 54 an einem Reibelemententräger 57 in
Drehkopplungseingriff. Dieser Reibelemententräger 57 wiederum
ist über die Torsionsdämpferanordnung 34 mit
dem Turbinenrad 28 bzw. der Turbinenradnabe 36 zur
Drehmomentübertragung gekoppelt. Die beiden Verzahnungen 52, 54 sind
im Wesentlichen in axialer Richtung langgestreckt, um eine Axialbewegbarkeit
der Reibelemente 48, 50 zu gewährleisten.
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Ein
Kolben 56 ist an der Gehäuseschale 14 axial
bewegbar geführt und radial innen und radial außen
durch entsprechende Dichtungselemente fluiddicht abgeschlossen.
Der Kolben 56 unterteilt den Innenraum 26 des
Wandlergehäuses 12 in einen ersten Raumbereich 58,
welcher auch das Turbinenrad 28, das Leitrad 38 sowie
die Reibflächenformationen 44, 46 enthält,
und einen zweiten Raumbereich 60, welcher im Wesentlichen
zwischen dem Kolben 56 und der Gehäuseschale 14 begrenzt
ist. In seinem radial äußeren Bereich weist der
Kolben 56 einen Beaufschlagungsbereich 62 auf,
mit welchem er bei Verschiebung in Richtung Einrücken die
Reibflächenformationen 44, 46 gegeneinander
presst und somit in Reibeingriff bringt. Ein am Gehäusedeckel 14 vorgesehener
Sicherungsring 64 sorgt für eine axiale Abstützung.
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Die
Bewegung des Kolbens 56 in Richtung Einrücken,
also mit seinem Beaufschlagungsbereich 62 auf die Reibflächenformationen 44, 46 zu,
wird durch die Zufuhr von Fluid in den zweiten Raumbereich 60 erlangt.
Durch die Variation des Fluiddrucks im zweiten Raumbereich 60 im
Vergleich zum Fluiddruck im ersten Raumbereich 58 kann
die Lage des Kolbenelements 56 und somit der Drehmomentübertragungszustand
der Überbrückungskupplungsanordnung 42 beeinflusst
werden.
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Die
Torsionsdämpferanordnung 34 umfasst zwei Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 66. Ein
erster Eingangsbereich 68 des radial äußeren ersten
Torsionsschwingungsdämpferbereichs 64 umfasst
ein Zentralscheibenelement 70, das durch einen bzw. durch
mehrere Nietbolzen mit dem Reibelemententräger 57 fest
verbunden ist. Ein erster Ausgangsbereich 72 des ersten
Torsionsschwingungsdämpferbereichs 64 umfasst
den radial äu ßeren Bereich zweier Deckscheibenelemente 74, 77,
die beidseits des Zentralscheibenelements 70 angeordnet sind
und miteinander beispielsweise durch mehrere das Zentralscheibenelement 70 auch
mit Umfangsbewegungsspiel durchsetzende Niezbolzen miteinander fest
verbunden sind. Über eine Mehrzahl erster Dämpferfedereinheiten 76 sind
der erste Eingangsbereich 68 und der erste Ausgangsbereich 72 zur Drehmomentübertragung
miteinander gekoppelt, auf Grund der Federelastizität der
ersten Dämpferfedereinheiten 76 jedoch bezüglich
einander um die Drehachse A drehbar. Es sei darauf hingewiesen,
dass selbstverständlich das Zentralscheibenelement 68 und
die Deckscheibenelemente 74, 77 für die
ersten Dämpferfedereinheiten 76 jeweilige Umfangsabstützbereiche
aufweisen, um ein Drehmoment aufnehmen bzw. weiterleiten zu können.
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Der
radial innen liegende zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 umfasst
als zweiten Eingangsbereich 78 den radial inneren Bereich
der beiden Deckscheibenelemente 74, 77, so dass
durch integrale Ausgestaltung an den jeweiligen Deckscheibenelementen 74, 77 der
erste Ausgangsbereich 72 und der zweite Eingangsbereich 78 miteinander
verbunden sind. Ein weiteres Zentralscheibenelement 80 bildet
im Wesentlichen den zweiten Ausgangsbereich 82 des zweiten
Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66. Dieser
zweite Ausgangsbereich 82 ist radial innen durch Verschweißung
mit der Turbinenradnabe 36 fest verbunden. Ferner sind
radial innen die beiden Deckscheibenelemente 74, 77 miteinander
und der Turbinenradschale 30 fest verbunden, so dass die
Turbinenradschale 30 des Turbinenrads 28 mit dem
zweiten Eingangsbereich 78 und mithin dem ersten Ausgangsbereich 72 fest
verbunden ist.
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Eine
Mehrzahl zweiter Dämpferfedereinheiten 84, die, ähnlich
wie die ersten Dämpferfedereinheiten 76, ebenfalls
in Umfangsrichtung aufeinander folgend um die Drehachse A herum
angeordnet sind, stellt eine Kopplung zwischen dem zweiten Eingangsbereich 78,
also den radial innen liegenden Bereichen der Deckscheibenelemente 74, 77,
und dem zweiten Ausgangsbereich 82, also dem zweiten Zentralscheibenelement 80 her.
Auch hier wei sen die jeweiligen Eingangs- bzw. Ausgangsbereiche
Umfangsabstützbereiche für die zweiten Dämpferfedereinheiten 84 auf.
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Zu
den ersten Dämpferfedereinheiten 76 bzw. den zweiten
Dämpferfedereinheiten 84 sei ausgeführt,
dass diese im Allgemeinen mit Schraubendruckfedern ausgebildet sind,
die beispielsweise in Umfangsrichtung gekrümmt verlaufend
angeordnet sind. Je nach erforderlicher Dämpfungscharakteristik,
können beispielsweise bei jedem der Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 66 in
Umfangsrichtung aufeinander folgend zwei derartige Dämpferfedereinheiten 76, 84 vorgesehen
sein, die näherungsweise über einen Winkelbereich
180° langgestreckt sind. Wie bereits ausgeführt,
können die Dämpferfedereinheiten 76, 84 eine
Schraubendruckfeder umfassen, können jedoch auch mit mehreren
in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und näherungsweise
tangential sich erstreckenden und in Umfangsendbereichen aneinander
abgestützten Schraubendruckfedern ausgebildet sein. Auch
können, wie dies in der 1 anhand
der Dämpferfedereinheiten 84 des radial innen
liegenden zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 veranschaulicht
ist, die Dämpferfedereinheiten ineinander geschachtelte
Schraubendruckfedern umfassen, die durch unterschiedliche Längenausgestaltung
abhängig vom Relativdrehwinkel zwischen einem jeweiligen
Eingangsbereich und einem Ausgangsbereich gestuft wirksam werden
können.
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Bei
der in 1 dargestellten Torsionsdämpferanordnung 34 ist
also der radial äußere erste Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 dann
wirksam, wenn ein Drehmoment über die Überbrückungskupplungsanordnung 42 übertragen
wird. Das Drehmoment wird dann über den ersten Eingangsbereich 68 und über
die ersten Dämpferfedereinheiten 76 auf den ersten
Ausgangsbereich 72 übertragen. Von diesem bzw.
dem damit fest verbunden ausgebildeten zweiten Eingangsbereich 78 gelangt
das Drehmoment über die zweiten Dämpferfedereinheiten 84 und den
zweiten Ausgangsbereich 82 zur Turbinenradnabe 36.
Die beiden Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 66 sind
also seriell wirksam.
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Bei
ausgerückt gehaltener Überbrückungskupplungsanordnung 42 und
Drehmomentübertragung bzw. Verstärkung über
den Fluidkreislauf, der zwischen dem Turbinenrad 28 und
dem Pumpenrad 23 bzw. dem Leitrad 38 umgewälzt
wird, wird das Drehmoment über die Turbinenradschale 30 in
den ersten Ausgangsbereich 72 bzw. den zweiten Eingangsbereich 78 eingeleitet
und mithin über die zweiten Dämpferfedereinheiten 84 und
den zweiten Ausgangsbereich 82 auf die Turbinenradnabe 36 übertragen.
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Eine
grundlegende Problematik derartiger hydrodynamischer Kopplungseinrichtungen
bzw. der darin vorgesehenen Torsionsdämpferanordnungen ist
die Entkopplungsgüte insbesondere zwischen dem Wandlergehäuse
und einem Abtriebsbereich, also der Turbinenradnabe bzw. einer damit
drehfest gekoppelten Getriebeeingangswelle. Obgleich durch das Vorsehen
zweier seriell wirkender Torsionsschwingungsdämpferbereiche
bereits eine deutliche Verbesserung gegenüber Ausgestaltungsformen
mit nur einem Torsionsschwingungsdämpferbereich, beispielsweise
im Drehmomentenfluss zwischen einer Turbinenradschale und der Turbinenradnabe,
erzielt wird, kann mit einer derartigen Anordnung nicht für alle
Betriebszustände eine ausreichende Entkopplungsgüte
erzielt werden. Die Entkopplungsgüte hängt von
verschiedenen Parametern, insbesondere der Lage der Eigenfrequenz
ab, die idealerweise deutlich unter demjenigen Drehzahlbereich sein
sollte, in welchem eine Brennkraftmaschine als Antriebsaggregat
normalerweise betrieben wird. Die Eigenfrequenz eines derartigen
Schwingungssystems hängt im Wesentlichen von den primärseitigen
und sekundärseitigen Massenträgheiten und der
Steifigkeit bzw. den Steifigkeiten der Dämpferfedereinheiten
ab. Eine Erhöhung der Massenträgheiten, die sich
auf die Lage der Eigenfrequenz positiv auswirken würde,
ist auf Grund des begrenzten Bauraums sowie auf Grund des oftmals
nachteilhaften Einflusses auf die Fahrdynamik nur in wenigen Ausnahmen möglich.
Eine weitere Möglichkeit, die Eigenfrequenz zu senken,
involviert die Absenkung der Federsteifigkeiten insbesondere des
radial inneren, zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs.
Auch die hier möglichen Variationsbereiche führen
jedoch nicht zu einer eine ausreichende Erhöhung der Entkopplungsgüte
sicherstellenden Absenkung der Steifigkeit.
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Es
ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine hydrodynamische
Kopplungseinrichtung, insbesondere Drehmomentwandler, vorzusehen,
mit welcher eine verbesserte Entkopplungsgüte bei der Übertragung
von Drehungleichförmigkeiten erzielt wird.
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Erfindungsgemäß wird
diese Aufgabe gelöst durch eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung, insbesondere
Drehmomentwandler, umfassend ein Gehäuse mit einem Pumpenrad,
ein in einem Innenraum des Gehäuses angeordnetes Turbinenrad
und eine Überbrückungskupplungsanordnung mit einer ersten
Reibflächenformation, die mit dem Gehäuse zur
gemeinsamen Drehung um eine Drehachse verbunden ist, einer zweiten
Reibflächenformation, die mit dem Turbinenrad zur gemeinsamen
Drehung verbunden ist, und einem Kolbenelement, wobei die zweite
Reibflächenformation über eine Torsionsdämpferanordnung
mit einer Turbinenradnabe des Turbinenrads gekoppelt ist, wobei
die Torsionsdämpferanordnung einen ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich
mit einem mit der zweiten Reibflächenformation verbundenen
ersten Eingangsbereich und einen über eine Mehrzahl erster
Dämpferfedereinheiten mit dem ersten Eingangsbereich gekoppelten
ersten Ausgangsbereich sowie einen zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich
mit einem mit dem ersten Ausgangsbereich verbundenen zweiten Eingangsbereich
und einen über eine Mehrzahl zweiter Dämpferfedereinheiten
mit dem zweiten Eingangsbereich gekoppelten zweiten Ausgangsbereich umfasst,
wobei weiter vorgesehen ist, dass der erste Ausgangsbereich mit
dem zweiten Eingangsbereich über einen dritten Torsionsschwingungsdämpferbereich
verbunden ist.
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Durch
das Eingliedern eines bzw. ggf. mehrerer zusätzlicher Torsionsschwingungsdämpferbereiche
in den Drehmomentübertragungsweg zwischen einem Wandlergehäuse
und einer Turbinenradnabe bzw. auch zwischen eine Turbinenradschale und
eine Turbinenradnabe wird eine deutliche Verbesserung der Entkopplungsqualität
erzielt.
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Beispielsweise
kann dabei vorgesehen sein, dass der erste Ausgangsbereich mit dem
zweiten Eingangsbereich über einen dritten Torsionsschwingungsdämpferbereich
verbunden ist.
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Für
die Einbeziehung der Turbinnenradschale in die Staffelung der verschiedenen
seriell wirksamen Torsionsschwingungsdämpferbereiche bestehen
verschiedene Möglichkeiten. So kann die Turbinenradschale
mit dem dritten Eingangsbereich, dem dritten Ausgangsbereich, dem
ersten Ausgangsbereich oder dem ersten Eingangsbereich verbunden sein.
Dies bedeutet, dass auch im Drehmomentübertragungsweg zwischen
der Turbinenradschale und der Turbinenradnabe je nach Anbindung
der Turbinenradschale ein, zwei oder drei Torsionsschwingungsdämpferbereiche
wirksam sein können.
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Der
dritte Ausgangsbereich kann mit dem zweiten Eingangsbereich verbunden
sein. Diese Verbindung kann direkt, also durch mechanisch steife Verbindung
erfolgen. Alternativ kann vorgesehen sein, dass der dritte Ausgangsbereich
mit dem zweiten Eingangsbereich über einen vierten Torsionsschwingungsdämpferbereich
verbunden ist.
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Auch
für diesen weiteren, vierten Torsionsschwingungsdämpferbereich
kann vorgesehen sein, dass er einen mit dem dritten Ausgangsbereich
verbundenen vierten Eingangsbereich und einen über eine
Mehrzahl vierter Dämpferfedereinheiten mit dem vierten
Eingangsbereich gekoppelten vierten Ausgangsbereich umfasst.
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Um
den in einer hydrodynamischen Kopplungseinrichtung allgemein sehr
begrenzten Bauraum möglichst effizient zu nutzen, wird
weiter vorgeschlagen, dass wenigstens ein Torsionsschwingungsdämpferbereich
in einem von dem Turbinenrad und dem Pumpenrad umgebenen Ringraum
angeordnet ist. Der in den Ringraum eingegliederte Torsionsschwingungsdämpferbereich
kann dabei der dritte oder vierte Torsionsschwingungsdämpferbereich sein,
so dass sichergestellt ist, dass der erste Torsionsschwingungsdämpfer bereich
und der zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich, welche
die unmittelbare Anknüpfung an das Gehäuse einerseits
und die Turbinenradnabe andererseits sicherstellen, sehr einfach
an diese Baugruppen angebunden werden können.
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Gemäß einem
weiteren in Verbindung mit den vorangehend beschriebenen Aspekten
grundsätzlich aber auch selbstständig zu betrachtenden Aspekt
wird vorgeschlagen, dass wenigstens ein Torsionsschwingungsdämpferbereich
wenigstens zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten aufweist.
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Durch
das Vorsehen mehrerer Torsionsschwingungsdämpfereinheiten
in einem Torsionsschwingungsdämpferbereich, welche Torsionsschwingungsdämpfereinheiten
dann im Wesentlichen parallel wirken, wird ein weiterer erheblicher Einfluss
auf die Dämpfungscharakteristik möglich.
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Dabei
kann beispielsweise vorgesehen sein, dass die wenigstens zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten
eines Torsionsschwingungsdämpferbereichs axial aufeinander
folgend angeordnet sind, was auf Grund der parallelen Wirksamkeit
der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten eine leichte Kombination
derselben ermöglicht.
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Weiter
wird vorgeschlagen, dass jede Torsionsschwingungsdämpfereinheit
eines Torsionsschwingungsdämpferbereichs eine Mehrzahl
von Dämpferfedereinheiten dieses Torsionsschwingungsdämpferbereichs
aufweist.
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Die
parallele Wirksamkeit der verschiedenen Torsionsschwingungsdämpfereinheiten
kann dadurch einfach realisiert werden, dass jede Torsionsschwingungsdämpfereinheit
einen Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich aufweist und dass
die Eingangsbereiche der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten
eines Torsionsschwingungsdämpferbereichs im Wesentlichen
den Eingangsbereich dieses Torsionsschwingungsdämpferbereichs
bilden und die Ausgangsbereiche der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten
eines Torsionsschwingungsdämpferbereichs im Wesentlichen
den Aus gangsbereich dieses Torsionsschwingungsdämpferbereichs
bilden.
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Auch
bei Ausgestaltung mit mehreren Torsionsschwingungsdämpfereinheiten
kann der zur Verfügung stehende Bauraum sehr effizient
dadurch genutzt werden, dass wenigstens eine Torsionsschwingungsdämpfereinheit
in einem von dem Turbinenrad und dem Pumpenrad umgebenen Ringraum
angeordnet ist.
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Gemäß einem
weiteren, in Verbindung mit den vorangehenden Aspekten jedoch auch
selbstständig zu betrachtenden Aspekt wird vorgeschlagen,
dass bei wenigstens einem Torsionsschwingungsdämpferbereich
wenigstens eine Dämpferfedereinheit eine Mehrzahl von in
Umfangsrichtung aufeinander folgenden und bezüglich einander
abgestützten Dämpferfedern umfasst.
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Auch
das Vorsehen mehrerer seriell wirksamer Dämpferfedern innerhalb
einer Dämpferfedereinheit vergrößert
das bei Drehmomentübertragung nutzbare Federvolumen und
verbessert somit die Entkopplungsgüte. Diese Dämpferfedern
können über wenigstens ein Zwischenabstützelement
bezüglich einander abgestützt sein, wobei dieses
Zwischenabstützelement ringartig ausgebildet sein kann und
somit keine Maßnahmen zur Radialabstützung desselben
erfordert. Der Torsionsschwingungsdämpferbereich, in dem
zwei derartige Dämpferfedern seriell wirken, kann beispielsweise
der zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich sein.
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Um
bereits im Drehmomentenfluss vor dem Gehäuse der hydrodynamischen
Kopplungseinrichtung Drehungleichförmigkeiten bzw. Vibrationen dämpfen
bzw. herausfiltern zu können, wird weiter vorgeschlagen,
dass im Drehmomentenfluss vor dem Gehäuse ein Torsionsschwingungsdämpfer
vorgesehen ist, dessen Eingangsbereich mit einem Antriebsorgan zur
gemeinsamen Drehung um die Drehachse zu koppeln ist und dessen Ausgangsbereich mit
dem Gehäuse zur gemeinsamen Drehung um die Drehachse zu
koppeln ist.
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Gemäß einem
weiteren Aspekt betrifft die vorliegende Erfindung ein An triebssystem
für ein Fahrzeug, umfassend eine Brennkraftmaschine, eine die
Brennkraftmaschine mit einem Getriebe koppelnde hydrodynamische
Kopplungseinheit, vorzugsweise in Verbindung mit einem oder mehreren
der vorangehend beschriebenen Merkmale, eine das Getriebe mit wenigstens
zwei Antriebsrädern über jeweilige Antriebsradwellenanordnungen
koppelnde Differentialanordnung, wobei für die Gesamtsteifigkeit
G der Antriebsradwellenanordnungen gilt: G =
A × z [Nm/°],wobei
- A
- = eine Zahl im Bereich
von 30 bis 70, vorzugsweise 40 bis 50, ist
- z
- = die Anzahl der Zylinder
der Brennkraftmaschine ist.
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Gemäß diesem
Aspekt wird zum Eingliedern einer Elastizität in ein Antriebssystem
mit der Intention, Drehungleichförmigkeiten abzufangen,
die Torsionselastizität der verschiedenen Baugruppen, hier insbesondere
der Antriebsradwellenanordnungen, genutzt. Liegt deren Gesamtsteifigkeit,
welche hier selbstverständlich eine Torsionssteifigkeit
ist und beispielsweise angegeben ist in Nm, die erforderlich sind,
um eine Torsion um eine Winkeleinheit, beispielsweise ein Grad,
zu erreichen, in dem angegebenen Bereich, der wiederum abhängig
ist von der Anzahl der Zylinder und somit primär auch der
Anregungsfrequenz, kann bereits auch außerhalb der möglicherweise
mit einem Torsionsschwingungsdämpfer versehenen hydrodynamischen
Kopplungseinheit für eine vergleichsweise starke Bedämpfung von
auftretenden Schwingungen gesorgt werden.
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Die
vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden
Zeichnungen detailliert beschrieben. Es zeigt:
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1 eine
Teil-Längsschnittansicht einer hinsichtlich des grundsätzlichen
Aufbaus bekannten hydrodynamischen Kopplungseinrichtung;
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2 die
in 1 in konstruktiver Ausführung gezeigte
Kopplungseinrichtung in prinzipartiger Darstellung;
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3 eine
der 2 entsprechende Prinzipdarstellung einer erfindungsgemäßen
Ausgestaltungsart einer Kopplungseinrichtung mit drei seriell geschalteten
Torsionsschwingungsdämpferbereichen;
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4 eine
weitere der 2 entsprechende Darstellung
einer erfindungsgemäßen Ausgestaltungsform mit
drei seriell geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen;
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5 eine
weitere der 2 entsprechende Darstellung
einer erfindungsgemäßen Ausgestaltungsform mit
drei seriell geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen;
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6 eine
weitere der 2 entsprechende Darstellung
einer erfindungsgemäßen Ausgestaltungsform mit
drei seriell geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen;
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7 eine
weitere der 2 entsprechende Darstellung
einer erfindungsgemäßen Ausgestaltungsform mit
drei seriell geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen;
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8 eine
weitere der 2 entsprechende Darstellung
einer erfindungsgemäßen Ausgestaltungsform mit
drei seriell geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen;
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9 eine
weitere der 2 entsprechende Darstellung
einer erfindungsgemäßen Ausgestaltungsform mit
drei seriell geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen;
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10 eine
weitere der 2 entsprechende Darstellung
einer erfindungs gemäßen Ausgestaltungsform mit
vier seriell geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen;
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11 eine
der 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen
Ausgestaltungsform einer Kopplungseinrichtung mit zwei seriell geschalteten
Torsionsschwingungsdämpferbereichen, wobei einer davon
zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten aufweist;
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12 eine
der 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen
Ausgestaltungsform einer Kopplungseinrichtung mit drei seriell geschalteten
Torsionsschwingungsdämpferbereichen, wobei zwei davon jeweils
zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten aufweisen;
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13 eine
Abwandlung der in 12 gezeigten Ausgestaltungsform,
bei der alle Torsionsschwingungsdämpferbereiche zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten
umfassen;
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14 eine
der 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen
Kopplungseinrichtung mit zwei seriell geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen,
wobei einer davon zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten
umfasst;
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15 eine
der 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen
Kopplungseinrichtung mit zwei seriell geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen,
von welchen jeder zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten
umfasst;
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16 eine
der 1 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen
Kopplungseinrichtung, bei welcher ein zweiter Torsionsschwingungsdämpferbereich
zwei parallele Torsionsschwingungsdämpfereinheiten umfasst;
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17 eine
prinzipartige Darstellung eines Antriebssystems für ein
Fahr zeug.
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Im
Folgenden werden mit Bezug auf die 3 bis 16 verschiedene
Ausgestaltungsformen erfindungsgemäß aufgebauter
hydrodynamischer Kopplungseinrichtungen in Form von hydrodynamischen
Drehmomentwandlern beschrieben, die hinsichtlich der grundsätzlichen
Ausgestaltung dem vorangehend mit Bezug auf die 1 bereits
deutlich erläuterten Aufbau entsprechen. Gezeigt sind jedoch zumeist
prinzipartige Darstellungen, wie sie auch in 2 für
den in 1 gezeigten Aufbau veranschaulicht ist. Da bei
den im Folgenden erläuterten Ausführungsformen
hinsichtlich des grundsätzlichen Aufbaus des Drehmomentwandlers
zum vorangehend Beschriebenen keine elementaren Abwandlungen vorhanden
sind oder sein müssen, werden im Folgenden im Wesentlichen
nur diejenigen Aspekte erläutert, in welchen die erfindungsgemäßen
Ausgestaltungsformen sich hinsichtlich des in 2 auch prinzipiell
veranschaulichten Stands der Technik unterscheiden.
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In
der 3 ist ein Aufbau gezeigt, bei welchem zumindest
der radial innere, zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 der
Torsionsdämpferanordnung 34 bei seinen jeweiligen
zweiten Dämpferfedereinheiten 84 jeweils zwei
bzw. zumindest zwei in Serie geschaltete Dämpferfedern 86 aufweist.
Diese stützen sich in Umfangsrichtung an jeweiligen Umfangsabstützbereichen
des zweiten Eingangsbereichs 78 bzw. des zweiten Ausgangsbereichs 82 ab
bzw. stützen sich über jeweilige ringartige Zwischenabstützelemente 88, 90 in
Umfangsrichtung aneinander ab. Da diese ringartigen Zwischenabstützelemente 88, 90 in
sich geschlossen sind, ist keine weitere Fliehkraftabstützung
nach radial außen erforderlich.
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Sind
die zweiten Dämpferfedereinheiten 84 beispielsweise
mit zwei jeweils seriell geschalteten Dämpferfedern 86 ausgebildet,
können die beiden ringartigen Zwischenabstützelemente 88, 90 miteinander
fest verbunden sein und selbstverständlich für jede
zweite Dämpferfedereinheit 84 jeweilige Abstützbereiche
für deren Dämpferfedern 86 bereitstellen,
welche im Allgemeinen als Schraubendruckfedern ausgebildet sind.
Es sei hier darauf hingewie sen, dass die Dämpferfedern
bzw. Schraubendruckfedern auch ineinander geschachtelte Pakete von Schraubendruckfedern
umfassen können.
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Sind
bei den einzelnen zweiten Dämpferfedereinheiten 84 beispielsweise
drei in Umfangsrichtung aufeinander folgende Dämpferfedern 86 vorhanden,
von welchen jeweils zwei in Umfangsrichtung bezüglich einander
abzustützen sind, so kann beispielsweise das ringartige
Zwischenabstützelement 88 jeweils für
eine der so gebildeten Federpaarungen Abstützbereiche für
die zweiten Dämpferfedereinheiten 84 bereitstellen,
und das andere ringartige Zwischenabstützelement 90 kann
für die andere der Federpaarungen bei den verschiedenen
zweiten Dämpferfedereinheiten 84 Abstützbereiche
bereitstellen. Die beiden Zwischenabstützelemente 88, 90 sind
in diesem Falle dann zum Ermöglichen der Kompression aller
drei seriell liegenden Dämpferfedern 86 in Umfangsrichtung
bezüglich einander verdrehbar.
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Mit
derartiger Ausgestaltung der zweiten Dämpferfedereinheiten 84 wird
es möglich, ein deutlich vergrößertes
Federvolumen in Umfangsrichtung bereitzustellen, so dass einerseits
durch entsprechende Auslegung des Gesamtfederwegs und andererseits
durch entsprechende Auslegung der Federsteifigkeit eine wesentlich
bessere Entkopplungsgüte realisiert werden kann. Es sei
darauf hingewiesen, dass eine derartige Ausgestaltung der Dämpferfedereinheiten
auch im radial äußeren, ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 bzw.
dessen ersten Dämpferfedereinheiten 76 oder alternativ
im ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 realisiert sein
kann.
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Eine
alternative Ausgestaltungsform ist in 4 gezeigt.
Bei dieser Ausgestaltungsvariante umfasst die Torsionsdämpferanordnung 34 drei
zueinander seriell geschaltetete und radial gestaffelte Torsionsschwingungsdämpferbereiche.
Man erkennt ganz radial außen den ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 mit
seinem ersten Eingangsbereich 68, beispielsweise bereitgestellt
durch ein Zentralscheibenelement, und seinem ersten Ausgangsbereich 72,
beispielsweise bereitgestellt durch zwei Deckscheibenele mente. Diese
beiden Deckscheibenelemente bilden mit ihrem radial inneren Bereich den
dritten Eingangsbereich 92 eines dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 94,
der unmittelbar radial innerhalb des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 64 angeordnet
ist. Ein dritter Ausgangsbereich 96 dieses dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 94,
hier beispielsweise ausgebildet als Zentralscheibenelement, ist
mit dem dritten Eingangsbereich 92 über eine Mehrzahl
dritter Dämpferfedereinheiten 98 gekoppelt.
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Der
dritte Ausgangsbereich 96 bildet nunmehr gleichzeitig mit
seinem radial inneren Bereich den auch hier in Form eines Zentralscheibenelements
beispielsweise dann ausgebildeten zweiten Eingangsbereich 78 des
zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66,
der mit seinem hier zwei Deckscheibenelemente umfassenden zweiten
Ausgangsbereich 82 an die Turbinenradnabe 36 angebunden
ist. Der zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 liegt
radial innerhalb des dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 94.
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Durch
die serielle Staffelung dreier Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 94, 66 wird
ein deutlich größeres Federvolumen und mithin
eine geringere Gesamtsteifigkeit erzielt, wodurch sich eine deutlich
bessere Entkopplungsgüte ergibt.
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Bei
der in 4 gezeigten Ausgestaltungsvariante ist die Turbinenradschale 30 an
den ersten Ausgangsbereich 92 bzw. den dritten Eingangsbereich 92 angekoppelt.
D. h., bei Drehmomentübertragung über das Turbinenrad 28 bei
beispielsweise vollständig ausgerückter Überbrückungskupplungsanordnung 42 sind
die beiden Torsionsschwingungsdämpferbereiche 94, 66 als
solche wirksam.
-
Bei
der in 5 gezeigten Ausgestaltungsvariante, welche im
Wesentlichen der vorangehend mit Bezug auf die 4 beschriebenen
entspricht, ist die Turbinenradschale 30 des Turbinenrads 28 nunmehr
an den dritten Aus gangsbereich 96 und somit auch den zweiten
Eingangsbereich 78 angebunden. Während hier also
bei Drehmomentübertragung über die Überbrückungskupplungsanordnung 42 wieder alle
drei Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 94, 66 wirksam
sind, ist bei Drehmomentübertragung über das Turbinenrad 28,
also beispielsweise im Drehmomentwandlungsbetrieb, lediglich der
zweite und unmittelbar an die Turbinenradnabe 36 angebundene
Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 wirksam.
-
Auch
bei der in 6 gezeigten Ausgestaltungsvariante
sind wieder die drei radial gestaffelten Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 94, 66 vorgesehen,
die bei eingerückter Überbrückungskupplungsanordnung 42 das
Drehmoment in Richtung Turbinenradnabe 36 leiten. Die Turbinenradschale 30 des
Turbinenrads 28 ist hier an den ersten Eingangsbereich 68 angekoppelt,
so dass bei ausgerückter Überbrückungskupplungsanordnung 42 und Drehmomentübertragung
bzw. Drehmomentverstärkung über die Turbinenradschale 30 alle
drei Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 94 und 66 wirksam
sind, ebenso wie in dem Fall, in dem die Überbrückungskupplungsanordnung 42 eingerückt ist.
Bei dieser Ausgestaltungsform ist eine vergleichsweise hohe Masse
der Turbinenradschale 30 mit den daran vorgesehenen Turbinenradschaufeln 32 besonders
vorteilhaft, da dann in sehr effektiver Art und Weise diese Turbinenradschale 30 durch
die beiden Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 94 von
einer Pumpenbewegung entkoppelt werden kann.
-
Man
erkennt in 6 weiter, dass im Vergleich
zu den vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsformen hier bei den
jeweiligen Eingangs- und Ausgangsbereichen die Ausgestaltung mit
Zentralscheibenelement einerseits bzw. Deckscheibenelementen andererseits
vertauscht ist. In 6 weist also der erste Eingangsbereich 68 zwei
Deckscheibenelemente auf, während der erste Ausgangsbereich 72 ein
Zentralscheibenelement aufweist. Auch der dritte Eingangsbereich 92 ist
nunmehr als Zentralscheibenelement ausgebildet, während
der dritte Ausgangsbereich 96, ebenso wie der zweite Eingangsbereich 78 mit
den beiden Deckscheibenelementen aus gebildet ist. Der zweite Ausgangsbereich 82 ist
hier wieder als Zentralscheibenelement realisiert. Es sei darauf
hingewiesen, dass auch bei den anderen vorangehend beschriebenen
Ausgestaltungsformen hier eine beliebige Ausgestaltung der Eingangs-
bzw. Ausgangsbereiche mit Zentralscheibenelement oder Deckscheibenelementen
gewählt werden kann.
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Eine
weitere Abwandlung einer Torsionsdämpferanordnung 34 mit
drei seriell geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen
ist in 7 gezeigt. Man erkennt hier wieder die radial
ineinander gestaffelt liegenden Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 94,
wobei der hier beispielsweise mit einem Zentralscheibenelement ausgebildete
Ausgangsbereich 96 des dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 94 an
die Turbinenradschale 30 angebunden ist.
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Der
dritte Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 ist
in einem um die Drehachse sich ringartig erstreckenden Ringraum 100 angeordnet,
welcher im Wesentlichen von der Turbinenradschale 30, der Pumpenradschale 16 bzw.
auch dem Leitrad 38 umgeben bzw. begrenzt ist. Der hydrodynamische Kreislauf
zirkuliert hier also um den zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich 66,
dessen zweiter Ausgangsbereich 82, hier wieder mit einem
Zentralscheibenelement ausgebildet, in einem Zwischenraum zwischen
dem Turbinenrad bzw. der Turbinenradschale 30 und den daran
vorgesehenen Turbinenradschaufeln 32 und dem Leitrad 38 hindurchgreift und
an die Turbinenradnabe 36 angebunden ist. Bei Drehmomentübertragung über
die Turbinenradschale 30 ist hier also im Wesentlichen
nur der zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 wirksam.
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Die 8 zeigt
eine Ausgestaltungsvariante, bei welcher der erste Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 und
der zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 radial
gestaffelt liegen. Die Turbinenradschale 30 ist an den
ersten Ausgangsbereich 72 angebunden. Der dritte Torsionsschwingungsdämpferbereich 94 ist
nunmehr im Ringraum 100 angeordnet. Dessen hier beispielsweise
mit zwei Deckscheibenelementen ausgebildeter dritter Ein gangsbereich 92 ist
an die Turbinenradschale 30 bzw. die damit verbundenen
Turbinenradschaufeln 32 angebunden. Der mit einem Zentralscheibenelement
hier ausgebildete dritte Ausgangsbereich ist an den zweiten Eingangsbereich 78 des
zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 angebunden.
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Bei
ausgerückter Überbrückungskupplungsanordnung 42 liegen
also im Drehmomentübertragungsweg zwischen der Turbinenradschale 30 und der
Turbinenradnabe 36 die zueinander seriell geschalteten,
jedoch axial aufeinander folgend angeordneten Torsionsschwingungsdämpferbereiche 94 und 66.
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Bei
der in 9 gezeigten Ausgestaltungsform ist wiederum der
dritte Torsionsschwingungsdämpferbereich 94 im
Ringraum 98 liegend angeordnet. Sein beispielsweise mit
zwei Deckscheibenelementen ausgebildeter dritter Eingangsbereich 92 ist mit
dem ersten Ausgangsbereich 72 des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 64 verbunden. Der
dritte Ausgangsbereich 96 ist über die Turbinenradschale 30 an
den zweiten Eingangsbereich 78 des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 angekoppelt.
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Bei
dieser Ausgestaltungsvariante liegen also grundsätzlich
bei Drehmomentübertragung über die Überbrückungskupplungsanordnung 42 die
drei Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 94, 66 wieder
in serieller Schaltung. Bei ausgerückter Überbrückungskupplungsanordnung 42 ist
lediglich der zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 zwischen
der Turbinenradschale 30 bzw. den Turbinenradschaufeln 32 derselben
und der Turbinenradnabe 36 wirksam.
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Die 10 zeigt
eine Ausgestaltungsvariante mit vier in Serie geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen.
Man erkennt auch hier wieder den ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich 64,
dessen erster Eingangsbereich 68, beispielsweise wieder
mit einem Zentralscheibenelement ausgebildet, an die Überbrückungskupplungsanordnung 42 angekoppelt
ist. Der ers te Ausgangsbereich 72 ist wieder in Verbindung
mit dem dritten Eingangsbereich 92 des dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 94.
Der dritte Ausgangsbereich 96 ist an die Turbinenradschale 30 des
Turbinenrads 28 angebunden. Ein vierter Torsionsschwingungsdämpferbereich 102 ist
nunmehr im Ringraum 100 angeordnet. Der vierte Torsionsschwingungsdämpferbereich 102 weist
einen vierten Eingangsbereich 104, beispielsweise ausgebildet
mit zwei Deckscheibenelementen, auf, der hier an die Turbinenradschale
und somit auch die damit fest verbundenen Turbinenradschaufeln 32 angebunden
ist. Ein vierter Ausgangsbereich 106 des vierten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 102,
welcher Ausgangsbereich hier mit einem Zentralscheibenelement ausgebildet
sein kann, ist an den zweiten Eingangsbereich 78 des zweiten
Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 angebunden, dessen
zweiter Ausgangsbereich 82 mit der Turbinenradnabe 36 verbunden
ist. Über vierte Dämpferfedereinheiten 108 sind
der vierte Eingangsbereich 104 und der vierte Ausgangsbereich 106 zur
Drehmomentübertragung so gekoppelt, dass sie sich, wie auch
bei allen anderen Torsionsschwingungsdämpferbereichen,
unter Kompression der Dämpferfedereinheiten bezüglich
einander drehen können.
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Man
erkennt bei der in 10 gezeigten Ausgestaltungsvariante,
dass der erste Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 und
der dritte Torsionsschwingungsdämpferbereich 94 im
Drehmomentenfluss zwischen der Überbrückungskupplungsanordnung 42 und
der Turbinenradschale 30 liegen, während der vierte
Torsionsschwingungsdämpferbereich 102 und der
zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 im
Drehmomentübertragungsweg zwischen der Turbinenradschale 30 und
der Turbinenradnabe 36 liegen. Bei eingerückter Überbrückungskupplungsanordnung 42 sind
daher alle vier in Serie geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 94, 102 und 66 wirksam.
Bei ausgerückter Überbrückungskupplungsanordnung 42 wirken
nur die beiden Torsionsschwingungsdämpferbereiche 102 und 66 zur
Schwingungsdämpfung zwischen der Turbinenradschale 30 und
der Turbinenrdnabe 36.
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Bei
der in 10 gezeigten Ausgestaltungsform
wird der zur Verfügung stehende Bauraum besonders effizient
genutzt, da drei der Torsionsschwingungsdämpferbereiche
radial gestaffelt liegen, während ein weiterer axial versetzt
liegt, und zwar in dem ansonsten bauraummäßig
nicht genutzten Ringraum 100. Um bei dem im Ringraum 100 liegenden
vierten Torsionsschwingungsdämpferbereich 102,
dessen Ausgangsbereich, wie vorangehend bereits dargelegt, durch
eine zwischen dem der Turbinenradschale 30 und dem Leitrad 38 hindurchgreifenden
Abschnitt mit einer im Drehmomentenfluss folgenden Baugruppe gekoppelt
ist, eine ungewünschte Wechselwirkung der Fluidzirkulation
im Übergangsbereich zwischen der Turbinenradschale 30 und
dem Leitrad 38 zu vermeiden, kann dieser Verbindungsabschnitt mit
mehreren in Umfangsrichtung diskret liegenden und mit vergleichsweise
großen Zwischenräumen angeordneten Stegen ausgebildet
sein, zwischen welchen das zirkulierende Fluid im Wesentlichen ungehindert
hindurchtreten kann.
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In 11 ist
ein weiterer erfindungsgemäß ausgestalteter Drehmomentwandler 10 gezeigt,
bei dem grundsätzlich im Drehmomentübertragungsweg zwischen
dem Gehäuse 12 und der Turbinenradnabe 36 zwei
Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 66 seriell
wirksam sind. Bei dem Ausgestaltungsbeispiel weist jedoch der zweite
Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 zwei zueinander
parallel wirksame Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66'' auf.
Die erste Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66' des
zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 ist
dabei radial gestaffelt zum ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 angeordnet.
Die zweite Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66'' des zweiten
Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 ist im Ringraum 100 angeordnet.
Die beiden Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66'' liegen
somit also näherungsweise auf gleichem radialem Niveau und
axial aufeinander folgend bzw. mit axialem Versatz.
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Jede
dieser Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66'' ist
wiederum mit einem hier beispielsweise jeweils mit zwei Deckscheibenelementen ausge bildeten
Eingangsbereich 78', 78'' ausgebildet, die in
Gesamtheit den zweiten Eingangsbereich 78 bereitstellen.
Dabei sind die Eingangsbereiche 78', 78'' miteinander über
die Turbinenradschale 30 verbunden und sind weiterhin an
den ersten Ausgangsbereich 72 des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 64 angebunden.
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Gleichermaßen
weisen die beiden Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66'' einen
Ausgangsbereich 82', 82'' auf, hier beispielsweise
jeweils mit einem Zentralscheibenelement ausgebildet, die miteinander
fest verbunden sind und in ihrer Gesamtheit den zweiten Ausgangsbereich 82 bereitstellen. In
jeder der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66'' sind
beispielsweise mindestens zwei zweite Dämpferfedereinheiten 84' bzw. 84'' des
zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 vorgesehen.
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Es
sei hier darauf hingewiesen, dass beispielsweise bei dieser Ausgestaltungsvariante
der Aufbau der einzelnen Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66'' so
gewählt sein kann, wie er bei der in 8 gezeigten
Ausgestaltungsvariante für den zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 und
den dritten Torsionsschwingungsdämpferbereich 94 vorgesehen
ist, wobei der Unterschied darin besteht, dass bei der Ausgestaltungsvariante
der 8 eine serielle Anordnung und Wirkung vorhanden
ist, während bei der Ausgestaltungsform gemäß 11 eine
parallele Wirkungsweise vorhanden ist.
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Durch
die Parallelwirkung mehrerer Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66'' in
einem Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 wird
es möglich, eine Ausgestaltung auch für sehr große
zu übertragende Drehmomente zu realisieren, da eine größere
Anzahl an Dämpferfedern gleichzeitig parallel komprimiert
werden kann bzw. muss.
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In 12 ist
eine Ausgestaltungsvariante des Drehmomentwandlers 10 gezeigt,
bei dem wiederum drei Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 94 und 66 grundsätzlich
seriell wirksam sind. Während der erste Torsions schwingungsdämpferbereich 64 wieder
so ausgebildet sein kann, wie vorangehend beschrieben, sind beim
zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 und
beim dritten Torsionsschwingungsdämpferbereich 94 jeweils
zwei zueinander parallel wirksame Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66'', 94', 94'' vorhanden.
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Die
Eingangsbereiche 92', 92'' der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 94', 94'' des
dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 94 bilden
zusammen dessen dritten Eingangsbereich 92, der mit dem
ersten Ausgangsbereich 72 und im dargestellten Beispiel
auch der Turbinenradschale 30 des Turbinenrads 28 verbunden
ist. Die Ausgangsbereiche 96', 96'' der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 94', 94'' bilden
wieder zusammen den dritten Ausgangsbereich 96 des dritten
Torsionsschwingungsdämpferbereichs 94. Dieser
dritte Ausgangsbereich 96 ist verbunden mit dem zweiten
Eingangsbereich 78 des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66,
wobei dieser zweite Eigangsbereich 78 wieder die Eingangsbereiche 78', 78'' der
Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66'' des
zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 umfasst.
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Auch
bei dieser Ausgestaltungsvariante wird eine sehr kompakte Bauweise
erhalten, bei welcher insbesondere dann, wenn ein Drehmoment über
die Turbinenradschale 30 zu übertragen ist, durch
die serielle Wirksamkeit zweier Torsionsschwingungsdämpferbereiche
einerseits und dabei die parallele Wirksamkeit von jeweils zwei
Torsionsschwingungsdämpfereinheiten andererseits für
einen großen Drehmomentenbereich eine hervorragende Entkopplungsgüte
erzielt werden kann.
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In 13 ist
eine weitere Qualitätssteigerung bei der Entkopplungsgüte
dadurch erzielt, dass nunmehr auch der erste Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 mit
zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 64', 64'' ausgebildet
ist, die, ähnlich wie die Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 94', 94'' und 66', 66'',
axial nebeneinander liegend angeordnet sind. Der erste Eingangsbereich 68 umfasst
dabei die Eingangsbereiche 68', 68'' der Torsions schwingungsdämpfereinheiten 64', 64''.
Der erste Ausgangsbereich 72, welcher hier auch mit dem
dritten Eingangsbereich 92 verbunden ist, umfasst die beiden
Ausgangsbereiche 72' und 72'' der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 64', 64''.
Ansonsten entspricht insbesondere hinsichtlich der Ausgestaltungsart
der Torsionsschwingungsdämpferbereiche 94 und 66 diese
Ausgestaltunsform dem vorangehend mit Bezug auf die 12 beschriebenen.
Da hier neben den Dämpferfedereinheiten 98', 98'' des dritten
Torsionsschwingungsdämpferbereichs 94 und 84', 84'' des
zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 auch
die parallel zueinander wirksamen Dämpferfedereinheiten 76', 76'' des
ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 64 bzw.
von dessen Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 64', 64'' zur Drehmomentübertragung
genutzt werden können, ist der in 13 gezeigte
Drehmomentwandler 10 insbesondere für sehr große
zu übertragende Drehmomente bzw. Drehmomentschwankungen
geeignet.
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Die 14 zeigt
eine Ausgestaltungsvariante, bei welcher der erste Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 mit
zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 64', 64'' ausgebildet
ist, von welchen die Torsionsschwingungsdämpfereinheit 64'' im
Ringraum 100 angeordnet ist. Die Turbinenradschale 30 ist
z. B. mit ihren Turbinenradschaufeln 32 an den ersten Ausgangsbereich 72 angebunden,
mit welchem auch der zweite Eingangsbereich 78 des hier nur
eine Einheit umfassenden zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 verbunden
ist. Hier sind also die beiden Ausgangsbereiche 72' und 72'' des
ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 34 über
die Turbinenradschale 30 miteinander verbunden. Der Eingangsbereich 68'' der
im Ringraum 100 angeordneten Torsionsschwingungsdämpfereinheit 64'' ist über
ein den spaltartigen Zwischenraum zwischen dem Pumpenrad 23 und
dem Turbinenrad 28 durchgreifendes Element mit dem Eingangsbereich 68 der
Torsionsschwingungsdämpfereinheit 64' verbunden.
Auch dieses Verbindungselement kann mit mehreren vergleichsweise
dünnen Stegen ausgebildet sein, um die Fluidzirkulation
zwischen dem Pumpenrad 23 und dem Turbinenrad 28 so
wenig als möglich zu beeinträchtigen, wie dies
bei allen Varianten mit im Ringraum 100 angeordnetem Torsionsschwingungsdämpfer vorgesehen
sein kann.
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In 15 ist
eine Ausgestaltungsvariante gezeigt, bei welcher die beiden im Wandlergehäuse 12 angeordneten
Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 66 grundsätzlich
wieder radial zueinander gestaffelt angeordnet sind und jeweils
zwei axial nebeneinander liegende Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 64', 64'' bzw. 66', 66'' umfassen.
Die Turbinenradschale 30 ist an den ersten Eingangsbereich 68 angebunden,
so dass auch im Drehmomentwandlungszustand beide Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 66 wirksam
sind. Um hier die Schwingungsverhältnisse vorteilhaft zu
beeinflussen, können verschiedene beispielsweise ringartig
ausgebildete Masseteile 110, 112 bzw. 114 vorgesehen
sein. Das Masseteil 110 ist an der Turbinenradschale 30 bzw.
dem ersten Eingangsbereich 68 vorgesehen, während
das Masseteil 112 am zweiten Eingangsbereich 78 bzw.
ersten Ausgangsbereich 72, also schwingungstechnisch zwischen
den Dämpferfedereinheiten 76', 76'' des
ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs und 84', 84'' des
zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 vorgesehen
ist. Die Zusatzmasse 114 kann beispielsweise als Anlasserzahnkranz
ausgebildet sein und außen am Gehäuse 12 oder
einer diesem vorgeschalteten Baugruppe vorgesehen sein. Diese Baugruppe
ist in der in 15 dargestellten Ausgestaltungsvariante
als weiterer Torsionsschwingungsdämpfer 116 ausgebildet, dessen
beispielsweise zwei Deckscheibenelemente umfassender Eingangsbereich 118 an
ein Antriebsorgan, also beispielsweise die Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine,
angekoppelt ist, während sein beispielsweise als Deckscheibenelement
ausgebildeter Ausgangsbereich 120 an das Gehäuse 12 angebunden
ist. Auch hier dienen mehrere Dämpferfedereinheiten 126 zur
Drehmomentübertragungskopplung zwischen dem Eingangsbereich 118 und
dem Ausgangsbereich 120. Der Ausgangsbereich 120 kann dabei
mit dem Gehäuse 12 beispielsweise durch eine Verzahnungsformation
axial verschiebbar gekoppelt sein, wobei hier vorzugsweise eine
Umfangsverspannung vorgesehen ist, um eine klapperfreie Verbindung
zu realisieren. Die Montage in einem Antriebsstrang kann beispielsweise
so erfolgen, dass zunächst der Torsionsschwingungsdämpfer 116 an einer
Kurbelwelle ange bracht wird, während der Drehmomentwandler 10 an
einem Getriebe bzw. dessen Eingangswelle vormontiert wird. Beim
Zusammensetzen des Getriebes mit der Brennkraftmaschine wird dann
die angesprochene Steckverbindung hergestellt.
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Es
sei darauf hingewiesen, dass selbstverständlich alternativ
oder zusätzlich auch an anderen Bauteilen oder Baugruppen
Zusatzmassen vorgesehen sein können. So kann beispielsweise
die Masse des zweiten Ausgangsbereichs 22 ebenso erhöht werden.
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Die
in 15 gezeigte Ausgestaltungsvariante ist besonders
deshalb vorteilhaft, da bereits vor Drehmomenteneinleitung in den
Drehmomentwandler 10 Drehschwingungen, die insbesondere
durch die Schwingungsanregung durch periodische Zündvorgänge
in einer Brennkraftmaschine erzeugt werden, durch den Torsionsschwingungsdämpfer 116 zumindest
vorgefiltert werden können, so dass die am Drehmomentwandler 10 auftretende
Belastung bereits deutlich reduziert ist. Von weiterem Vorteil ist bei
dieser Ausgestaltungsform, dass die Überbrückungskupplungsanordnung 42 sehr
weit radial außen, insbesondere radial außerhalb
der beiden Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 66 angeordnet werden
kann. Da diese durch die jeweils parallel wirkenden Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 64', 64'', 66', 66'' bereits
ein großes Federvolumen aufweisen, können sie
mit etwas reduzierter radialer Baugröße ausgebildet
werden. Auf Grund dieser Möglichkeit, die radiale Baugröße
zu verringern, rücken auch die Dämpferfedereinheiten 76', 76'', 84', 84'' weiter
nach radial innen, so dass deren Fliehkraftbelastung und damit innerhalb
der jeweiligen Torsionsdämpfereinheiten auftretende Reibkräfte vermindert
werden können, was wiederum die Entkopplungsgüte
steigert.
-
Es
sei darauf hingewiesen, dass bei allen beschriebenen erfindungsgemäßen
Ausgestaltungsvarianten ein derartiger zusätzlicher Torsionsschwingungsdämpfer 116 im
Drehmomentenfluss vor dem Gehäuse 12 (bezogen
auf den Schubzustand) angeordnet sein kann.
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Die 16 zeigt
in konstruktiver Ausführung einen Drehmomentwandler 10,
der in weiten Bereichen dem vorangehend bereits mit Bezug auf die 1 beschriebenen
Drehmomentwandler entspricht. Es ist daher hinsichtlich des grundsätzlichen Aufbaus
auf die vorangehenden Ausführungen zu verweisen. Man erkennt
jedoch hier, dass der radial innen liegende zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 mit
den beiden vorangehend auch bereits erläuterten Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66' und 66'' in
axialer Staffelung ausgebildet ist. Der Eingangsbereich 78' der
Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66' umfasst
ein ringartig ausgebildetes und die Funktionalität eines
Zentralscheibenelements übernehmendes Bauteil 130,
das radial innen durch Nietbolzen 132 mit den beiden Deckscheibenelementen 74, 77 und
auch der Turbinenrdschale 30 fest verbunden ist. Dabei
stellen die beiden Deckscheibenelemente 74, 77 in
ihrem radial inneren Bereich den Eingangsbereich 78'' der
Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66'' bereit.
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Ein
weiteres beispielsweise ebenfalls als Blechformteil ausgebildetes
Bauteil 132 umgreift die Dämpferfedereinheiten 84' U-förmig
und ist radial innen mit der Turbinenradnabe 36 und dem
Zentralscheibenelement 80 durch Nietbolzen 134 fest
verbunden. Während das Bauteil 132 im Wesentlichen den
Ausgangsbereich 82' der Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66' bereitstellt,
stellt das Zentralscheibenelement 80 im Wesentlichen den
Ausgangsbereich 82'' der Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66'' bereit.
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Man
erkennt hier eine besonders effektive Ausnutzung des insgesamt zur
Verfügung stehenden Bauraums, da einerseits der erste Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 und
die Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66'' des
zweiten, radial inneren Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 direkt
radial gestaffelt angeordnet sind und auf gleichem Axialniveau liegen.
Die beiden Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66' und 66'' liegen
wieder axial unmittelbar einander benachbart und näherungsweise auf
gleichem radialen Niveau. Unmittelbar radial außerhalb
der Torsionsschwingungsdämp fereinheit 66' liegt
die Überbrückungskupplungsanordnung 42 mit ihren
Reibelementen 48, 50. Hier wird nicht nur eine besonders
bauraumeffiziente Anordnung der Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66' erreicht,
sondern auf Grund von deren Anordnung vergleichsweise weit radial
innen ist die Fliehkraftbelastung ebenfalls gering mit der Folge
einer sehr guten Entkopplungsqualität.
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Insofern,
als im vorliegenden Text davon die Rede ist, dass die Turbinenradschale
bzw. Turbinenradschaufeln an einen Eingangsbereich bzw. einen Ausgangsbereich
angebunden sind, ist dies so zu verstehen, dass hier entweder eine
direkte Verbindung z. B. durch Annieten, eine integrale Verbindung durch
integrale Ausgestaltung in einem einzigen Bauteil oder aber auch
eine mittelbare Verbindung unter Einsatz eines eine Verbindungswirkung
herstellenden zusätzlichen Bauteils vorgesehen sein kann.
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Die 17 zeigt
in prinzipartiger Darstellung ein Antriebssystem 140 für
ein Fahrzeug. Man erkennt eine Brennkraftmaschine 142,
die über ihre Antriebswelle 144, also ihre Kurbelwelle,
an eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung 10, beispielsweise
wie vorangehend beschrieben, angekoppelt ist. Der Abtrieb aus der
hydrodynamischen Kopplungseinrichtung 10, also beispielsweise
einem Drehmomentwandler, erfolgt über eine Getriebeeingangswelle 146 zu
einem beispielsweise als automatisches Getriebe ausgebildeten Getriebe 148.
Dessen Ausgangswelle 150 leitet das Drehmoment zu einem
Differenzial 152 weiter. Das Differenzial 152 verteilt
das zu übertragende Drehmoment über Radantriebswellen 154, 156 auf
die beiden angetriebenen Räder 158, 160.
Die verschiedenen Baugruppen, welche Drehmomente übertragen,
insbesondere auch die hier als Wellen 144, 146, 150, 154 und 156 ausgebildeten
Baugruppen, tragen auf Grund ihrer mehr oder weniger stark ausgeprägten
Drehelastizität zum Entstehen von Schwingungen, vor allem
Lastwechselschwingungen im niederen Frequenzbereich bei. Derartige
Lastwechselschwingungen machen sich in einem Fahrzeug durch ausgeprägte
Längsbeschleunigungsschwankungen bemerkbar. Werden insbesondere
die Radialantriebswellen 154, 156 jedoch zu drehsteif
ausgelegt, entstehen Geräuschprobleme, da vor allem hochfrequente
Schwingungen, die nicht ausreichend in einem Torsionsschwingungsdämpfer herausgefiltert
werden können, auf die Aufhängung bzw. Karosserie übertragen
werden. Dies führt zu einem im Fahrzeuginnenraum wahrnehmbaren
Brummen.
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Um
diesen Problemen entgegenzutreten, ist gemäß einem
weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung vorgesehen, die Radantriebswellen 154, 156 mit
definierter Torsionssteifigkeit auszubilden, bei welcher sich gezeigt
hat, dass hinsichtlich des Vermeidens von Lastwechselschwingungen
einerseits und hinsichtlich des Vermeidens einer Übertragung hochfrequenter
Schwingungen auf die Karosserie andererseits ein guter Kompromiss
erzielt werden kann. Insbesondere wird erfindungsgemäß vorgeschlagen,
dass eine Gesamtsteifigkeit G, welche durch die beiden Radantriebswellen 154, 156 bereitgestellt
wird, die Bedingung erfüllt: G = A × z
[Nm/°],wobei
- A
- = eine Zahl im Bereich
von 30 bis 70, vorzugsweise 40 bis 50, ist
- z
- = die Anzahl der Zylinder
der Brennkraftmaschine 142 ist.
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Bei
Auslegung der Steifigkeit in diesem Bereich wird unter Berücksichtigung
der Zylinderzahl der Brennkraftmaschine 142 und somit der
Anregungsfrequenz vor allem hochfrequenter Schwingungen sowohl das
Auftreten von Lastwechselschwingungen, als auch das Übertragen
hochfrequenter Geräusche in die Karosserie weitestgehend
vermieden.
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Es
sei abschließend darauf hingewiesen, dass selbstverständlich
bei einem erfindungsgemäß aufgebauten Antriebssystem
bzw. einer erfindungsgemäßen hydrodynamischen
Kopplungseinrichtung die vorangehend beschriebenen Aspekte beliebig kombiniert
werden können. So können selbstverständlich
auch bei vier in Serie geschalteten Torsionsschwingungsdämpferberei chen
einer oder mehrere davon mit zwei oder mehr parallel wirkenden Torsionsschwingungsdämpfereinheiten
ausgebildet sein. Unabhängig davon, wie viele Torsionsschwingungsdämpferbereiche
bzw. Torsionsschwingungsdämpfereinheiten bei den einzelnen
Bereichen vorgesehen sind, können diese, den Prinzipien
der 3 folgend mit Dämpferfedereinheiten mit
mehreren seriell geschalteten Dämpferfedern ausgebildet sein.
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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