DE102016108028A1

DE102016108028A1 - Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen und zugehörige Antriebsbaugruppe

Info

Publication number: DE102016108028A1
Application number: DE102016108028.4A
Authority: DE
Inventors: Franck Cailleret; Benoit Fleche
Original assignee: Valeo Embrayages SAS
Current assignee: Valeo Embrayages SAS
Priority date: 2015-05-07
Filing date: 2016-04-29
Publication date: 2016-11-10
Also published as: FR3035942A1; FR3035942B1

Abstract

Eine Antriebsbautruppe (50) mit einem Verbrennungsmotor (52), der Ungleichförmigkeiten erzeugt, ist mit einem Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen ausgestattet, der ein zu dämpfendes Organ (15, 114, 12, 54) aufweist, das von einer Kurbelwelle angetrieben wird, ein oszillierendes Schwungrad (22), das sich bezogen auf das zu dämpfende Organ (15, 114, 12, 54) um eine Umdrehungsachse (100) dreht, und mindestens ein Verbindungsmodul, das einen Winkelausschlag des oszillierenden Schwungrads (22) in Bezug auf das zu dämpfende Organ (15, 114, 12, 54) auf der einen und auf der anderen Seite einer Bezugsstellung ermöglicht. Das Verbindungsmodul (26) weist mindestens einen Schwingarm (26.1) auf, der in Bezug auf das zu dämpfende Organ radial schwenkt, und einen Verbindungsrollkörper (26.4), der auf einer auf dem Schwingarm (26.1) ausgebildeten Rollbahn (26.5) und auf einer auf dem oszillierenden Schwungrad (22) ausgebildeten Rollbahn (26.6) rollt. Die Rollbahnen (26.5, 26.6) sind so ausgebildet, dass der Filtermechanismus eine Oszillationsresonanzfrequenz hat, die auf eine Ungleichförmigkeitshauptfrequenz des Motors (52) abgestimmt ist.

Description

TECHNISCHES GEBIET DER ERFINDUNG
Die Erfindung betrifft das Filtern der Ungleichförmigkeiten eines Verbrennungsmotors, insbesondere zur Anwendung in einem Kraftfahrzeug, und sie betrifft insbesondere eine Antriebsbaugruppe, in der ein Filtermechanismus integriert ist, der entweder ein an einer Kurbelwelle befestigtes primäres Schwungrad oder ein Bauteil eines Doppeldämpfungsschwungrads oder eines langhubigen Dämpfers bilden kann.
STAND DER TECHNIK
Um die Drehungsunregelmäßigkeiten einer Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors zu dämpfen, insbesondere bei Geschwindigkeiten zwischen der Leerlaufdrehzahl und einer Betriebszwischendrehzahl von beispielsweise etwa 2500 U/min, ist in der FR2857073 vorgeschlagen worden, direkt an die Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors ein Schwungrad zu koppeln, das Torsionsschwingungen oder Schwankungen der Umdrehungsgeschwindigkeit dämpft und aus einer ersten Schwungmasse besteht, die mit der Kurbelwelle drehfest verbunden ist und einen Anlasserkranz und eine Reaktionsplatte einer Reibungskupplung umfasst, und aus einer zweiten Schwungmasse, die aufgrund von angelenkten Verbindungsmodulen zur ersten Schwungmasse drehbar ist, wobei die Verbindungsmodule jeweils mindestens einen Schwingarm aufweisen, der in Bezug auf die erste Schwungmasse um eine zur Umdrehungsachse parallele Achse schwenkt, eine Schwingmasse, die an einem freien Ende des Schwingarms angeordnet ist, so dass sie in eine im Wesentlichen radiale Richtung beweglich ist, und eine Schubstange, die einen Zwischenpunkt des Schwingarms mit der zweiten Schwungmasse verbindet. Durch die Wirkung der Fliehkraft wirken die angelenkten Module der relativen Drehung der Schwungmassen entgegen, indem ein Rückstelldrehmoment ausgeübt wird, das im Wesentlichen proportional zur relativen Drehung der beiden Schwungmassen und zum Quadrat der Umdrehungsgeschwindigkeit der mit der Kurbelwelle verbundenen Schwungmasse ist.
Durch das Materialgesetz dieses Schwungrads ist es möglich, ein besonders optimiertes Filtern für einen Umdrehungsgeschwindigkeitsbetrieb zu erhalten, wobei dessen Auswirkung in einem Umdrehungsgeschwindigkeitswertebereich um die optimierte Drehzahl vorteilhaft bleibt, wenngleich nicht optimal ist. Der Mechanismus verfügt jedoch nicht über Anpassungsparameter, die eine Optimierung des Filterns auf einem Umdrehungsgeschwindigkeitswertebereich ermöglichen.
DARLEGUNG DER ERFINDUNG
Die Erfindung zielt darauf ab, die Nachteile aus dem Stand der Technik zu beseitigen und das Filtern der Drehmomentschwankungen bei geringer Drehzahl und insbesondere in einem Umdrehungsgeschwindigkeitswertebereich ausgehend von der Leerlaufdrehzahl zu verbessern.
Dazu wird gemäß einem ersten Aspekt der Erfindung ein Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen für eine Antriebsbaugruppe vorgeschlagen, die einen Verbrennungsmotor umfasst, der eine Kurbelwelle aufweist, die sich um eine Umdrehungsachse dreht, und eine Ungleichförmigkeitshauptfrequenz F_M(Ω) hat, die in Abhängigkeit von einer Umdrehungsgeschwindigkeit Ω der Kurbelwelle variiert, wobei der Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen ein zu dämpfendes Organ aufweist, das direkt oder indirekt von der Kurbelwelle in Drehung um eine Umdrehungsachse angetrieben werden kann, ein oszillierendes Schwungrad, das sich bezogen auf das zu dämpfende Organ um die Umdrehungsachse dreht, und mindestens ein Verbindungsmodul, das einen Winkelausschlag des oszillierenden Schwungrads in Bezug auf das zu dämpfende Organ auf der einen und auf der anderen Seite einer Bezugsstellung ermöglicht, wobei das Verbindungsmodul mindestens einen Schwingarm aufweist, der in Bezug auf das zu dämpfende Organ radial schwenkt. Das Verbindungsmodul weist ferner einen Verbindungsrollkörper auf, der auf einer Rollbahn, die auf dem Schwingarm ausgebildet ist, und auf einer Rollbahn rollt, die auf dem oszillierenden Schwungrad ausgebildet ist, wobei die auf dem Schwingarm ausgebildete Rollbahn und die auf dem oszillierenden Schwungrad ausgebildete Rollbahn so ausgebildet sind, dass eine Oszillationsresonanzfrequenz F_V des oszillierenden Schwungrads in Bezug auf das zu dämpfende Organ erzeugt wird, so dass in einem Umdrehungsgeschwindigkeitsbereich der Kurbelwelle, der zwischen einer Leerlaufdrehzahl Ω_R und einer vorbestimmten Durchschnittsbetriebsdrehzahl Ω_S liegt, das Verhältnis zwischen der Ungleichförmigkeitshauptfrequenz F_M(Ω) und der Oszillationsresonanzfrequenz F_V derart ist, dass:
Die Hauptharmonische der Ungleichförmigkeit eines Motors hängt von dem Motortyp und insbesondere von der Zylinderanzahl ab. Für einen Viertaktmotor, d. h. mit einer Verbrennung jede zweite Kurbelwellenumdrehung pro Zylinder, entspricht die Ungleichförmigkeitshauptfrequenz F_M im Allgemeinen der Verbrennungsfrequenz der Zylinder, d. h. bei einem Motor mit N Zylindern und für eine gegebene Umdrehungsgeschwindigkeit Ω der Kurbelwelle: F_M = Ω / 2N
Durch die Anpassung der Oszillationsresonanzfrequenz F_V an die Ungleichförmigkeitshauptfrequenz F_M(Ω) des Motors für einen Umdrehungsgeschwindigkeitsbereich wird es dem oszillierenden Schwungrad ermöglicht, zu den Ungleichförmigkeiten in Phasenopposition zu schlagen, was zu einer hohen Dämpfung des Vibrationspegels führt.
Das zu dämpfende Organ wird somit in Phasenopposition durch entgegengesetzte Drehmomente beaufschlagt, welche sich zumindest teilweise ausgleichen, d. h. zum einen durch ein azyklisches Eingangsdrehmoment, das von der Kurbelwelle stammt, und zum anderen durch ein oszillierendes Drehmoment, das über die Anlenkung jedes Schwingarms eintritt und durch die Wechselwirkung auf Höhe des Rollkörpers zwischen dem oszillierenden Schwungrad und dem Schwingarm hervorgerufen wird, der einer Fliehkraft ausgesetzt ist, die mit der Umdrehungsgeschwindigkeit des zu dämpfenden Organs und mit dem Abstand zwischen dem Schwerpunkt des Schwingarms und der Umdrehungsachse variiert.
Um die gewünschte Abstimmung zwischen der Oszillationsresonanzfrequenz und der Ungleichförmigkeitshauptfrequenz zu erreichen, wird die durch das erfindungsgemäße Wälzverbindungsmodul gebotene Möglichkeit genutzt, mit dem Profil der Rollbahnen das Gesetz zu ändern, gemäß dem die Winkelstellung des Schwingarms mit der Amplitude und der Richtung der Reaktionskraft in Zusammenhang gebracht wird, die an der Kontaktstelle zwischen dem Rollkörper und der auf dem Schwingarm ausgebildeten Rollbahn auf dem Schwingarm erzeugt wird, wodurch das Drehmoment moduliert werden kann, das durch die Anlenkung des Schwingarms an das zu dämpfende Organ übertragen wird und auch als Schwingungsdrehmoment bezeichnet wird.
Der Beitrag der Erfindung ist umso vorteilhafter als der betroffene Geschwindigkeitsbereich groß ist, so dass wenn möglich der gesamte Geschwindigkeitsbereich abgedeckt wird, für den das Problem der Ungleichförmigkeit spürbar ist. Gemäß einer Ausführungsform gilt 5 / 4Ω_R ≤ Ω_S Vorzugsweise: 3 / 2Ω_R ≤ Ω_S
Die Erfindung eignet sich insbesondere zur Dämpfung der Vibrationen, die durch die Ungleichförmigkeiten des Motors verursacht werden, welcher seine volle Leistung bei niedriger Drehzahl liefert und die gesamte kinematische Kraftübertragungskette bis zu den Antriebsrädern des Fahrzeugs antreibt. Mit den derzeitigen Motorgenerationen ist die entsprechende Leerlaufdrehzahl derart, dass: Ω_R ≤ 1000 U / min
Die Erfindung ist für Motoren von besonderem Interesse, die ihre volle Leistung bei sehr niedriger Drehzahl liefern. Es gilt vorzugsweise: Ω_R ≤ 900 U / min
Die Erfindung findet ferner bei der Dämpfung der Ungleichförmigkeiten des Motors auf Höhe der Kurbelwelle Anwendung, während der Motor nicht belastet wird, zum Beispiel um Vibrationen von Zubehörteilen zu begrenzen, die von dem Verteilerriemen angetrieben werden (Kühlpumpe, Wechselstromlichtmaschine ...). In diesem Fall kann die als unterer Grenzwert des Optimierungsbereichs angestrebte Leerlaufdrehzahl viel niedriger sein als zuvor. Es kann insbesondere vorgesehen sein, dass: Ω_R ≤ 600 U / min
Gemäß einer Ausführungsform hat der Filtermechanismus eine Winkelsteifigkeit K zwischen dem oszillierenden Schwungrad und dem zu dämpfenden Organ, die proportional zum Quadrat der Umdrehungsgeschwindigkeit der Kurbelwelle variiert.
Für eine gegebene Umdrehungsgeschwindigkeit kann eine Steifigkeit K zwischen dem oszillierenden Schwungrad und dem zu dämpfenden Organ bestimmt werden, die das Verhältnis zwischen dem Schwingungsdrehmoment und dem Winkelausschlag ist. Bei einem ersten Annäherungsgrad ist diese Steifigkeit K mit der Oszillationsresonanzfrequenz F_V und mit dem Trägheitsmoment des oszillierenden Schwungrads verbunden durch eine einfache Gleichung der Art:
Gemäß der vorliegenden Erfindung wird die Entscheidung getroffen, K variieren zu lassen, so dass die Oszillationsresonanzfrequenz zwischen dem oszillierenden Schwungrad und dem zu dämpfenden Organ der Hauptharmonischen der Ungleichförmigkeit des betrachteten Motors entspricht, und dies in einem gegebenen Geschwindigkeitsbereich, der niedrigen Drehzahlen entspricht.
Gemäß einer Ausführungsform ist die auf dem Schwingarm ausgebildete Rollbahn radial nach außen gewandt und in einer mittleren Schnittebene, die zur Umdrehungsachse senkrecht verläuft, vorzugsweise konkav.
Die auf dem oszillierenden Schwungrad ausgebildete Rollbahn liegt im Wesentlichen gegenüber der auf dem Schwingarm ausgebildeten Rollbahn. Die auf dem oszillierenden Schwungrad ausgebildete Rollbahn und die auf dem Schwingarm ausgebildete Rollbahn liegen insbesondere in ein und derselben Ebene, die senkrecht zur Umdrehungsachse verläuft, sofern mindestens eine zur Umdrehungsachse senkrechte Ebene vorhanden ist, die die auf dem oszillierenden Schwungrad ausgebildete Rollbahn und die auf dem Schwungarm ausgebildete Rollbahn kreuzt und auch den Rollkörper schneidet. Der Rollkörper ist somit radial zwischen den Rollbahnen in der Ebene zwischengeschaltet. Gemäß einer Ausführungsform ist die auf dem oszillierenden Schwungrad ausgebildete Rollbahn radial nach innen gewandt und in einer mittleren Schnittebene, die senkrecht zur Umdrehungsachse verläuft, vorzugsweise konkav.
Die auf dem oszillierenden Schwungrad ausgebildete Rollbahn, die auf dem Schwingarm ausgebildete Rollbahn und der Rollkörper sind vorzugsweise derart, dass sich in der Bezugsstellung der Rollkörper in einer Stellung befindet, in der er die maximale Entfernung zur Umdrehungsachse hat.
Gemäß einer besonders vorteilhaften Ausführungsform sind die auf dem oszillierenden Schwungrad ausgebildete Rollbahn, die auf dem Schwingarm ausgebildete Rollbahn und der Rollkörper derart, dass in der Bezugsstellung eine radiale Achse, die durch die Umdrehungsachse und durch eine Kontaktstelle zwischen dem Rollkörper und der auf dem oszillierenden Schwungrad ausgebildeten Rollbahn verläuft, in einer Mittelebene, die senkrecht zur Umdrehungsachse verläuft, senkrecht zu der auf dem oszillierenden Schwungrad ausgebildeten Rollbahn verläuft. Unter den gleichen Bedingungen ist vorzugsweise vorgesehen, dass eine radiale Achse, die durch die Umdrehungsachse und durch eine Kontaktstelle zwischen dem Rollkörper und der auf dem Schwingarm ausgebildeten Rollbahn verläuft, in einer mittleren Ebene, die senkrecht zur Umdrehungsachse liegt, senkrecht zu der auf dem Schwingarm ausgebildeten Rollbahn verläuft. Somit wird gewährleistet, dass in der Bezugsstellung keinerlei Drehmoment von dem Rollkörper zum Schwingarm oder zum oszillierenden Schwungrad übertragen wird. Die entsprechende relative Stellung des zu dämpfenden Organs und des oszillierenden Schwungrads bildet eine Bezugsstellung, die im stationären Betrieb bei fehlender Schwankung des Motordrehmoments erreicht wird. Jegliche winkelmäßige relative Bewegung zwischen dem zu dämpfenden Organ und dem oszillierenden Schwungrad ausgehend von dieser Bezugsstellung führt dazu, dass der Schwingarm näher an die Umdrehungsachse gebracht wird.
Der Schwingarm schwenkt vorzugsweise in Bezug auf das zu dämpfende Organ um eine Schwenkachse, die vorzugsweise zu dem zu dämpfenden Organ fest ist, wobei der Rollkörper eine zur Schwenkachse parallel Umdrehungsachse hat. Der Schwingarm erstreckt sich vorzugsweise in eine Umfangsrichtung, so dass seine Bewegung zur Umdrehungsachse im Wesentlichen radial verläuft.
Für jede Stellung des Rollkörpers kann in einer zur Umdrehungsachse senkrechten Ebene eine erste Achse definiert werden, die durch die Umdrehungsachse und das Drehzentrum oder die Drehachse des Rollkörpers verläuft, eine zweite Achse, die durch das Drehzentrum oder die Umdrehungsachse des Rollkörpers und durch die Kontaktstelle zwischen dem Rollkörper und der auf dem Schwingarm ausgebildeten Rollbahn verläuft, sowie ein Winkel α zwischen der ersten Achse und der zweiten Achse. Es kann ferner ein Winkel β zwischen der Positionierung der ersten Achse in der Bezugsstellung und der Positionierung der ersten Achse, wenn sich der Filtermechanismus nicht mehr in der Bezugsstellung befindet, definiert werden. Der Winkel α nimmt vorzugsweise zu, wenn der Winkel β größer wird. Die Ableitung dα/dβ ist in einem absoluten Wert größer als 1.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform handelt es sich bei dem Rollkörper um eine Rolle, wodurch ein relativ großer Kontaktbereich zwischen dem Rollkörper und den Rollbahnen gewährleistet werden kann. Es ist jedoch auch möglich, einen Rollkörper vorzusehen, der aus einer Kugel besteht. In letzterem Fall bilden die Rollbahnen vorzugsweise Nuten zur Führung der Kugel, die im Schnitt durch eine durch die Umdrehungsachse verlaufende Ebene eine Kreisbogenform oder die Form eines Spitzbogens haben. Gegebenenfalls ist es mit einer derartigen Anordnung möglich, sehr geringe axiale oder winklige Schwankungen zwischen dem zu dämpfenden Organ und dem oszillierenden Schwungrad besser zu verarbeiten.
Der Mechanismus weist vorzugsweise Mittel zur festen Verbindung des oszillierenden Schwungrads mit dem zu dämpfenden Organ auf, wenn die Umdrehungsgeschwindigkeit des Mechanismus einen vorbestimmten Geschwindigkeitsschwellenwert übersteigt, der in der Praxis vorzugsweise größer ist als die vorbestimmte Durchschnittsbetriebsdrehzahl Ω_M oder dieser entspricht, beispielsweise einen Geschwindigkeitsschwellenwert von mehr als 1500 U/min aber von weniger als 2500 U/min.
Gemäß einer besonders vorteilhaften Ausführungsform weist der Schwingarm eine Anlagefläche auf, die als Anschlag dient und unter der Wirkung einer elastischen Verformung des Schwingarms am oszillierenden Schwungrad in Anlage gelangt, wenn die Umdrehungsgeschwindigkeit des zu dämpfenden Organs oder die des oszillierenden Schwungrads einen gegebenen Schwellenwert überschreitet.
Gemäß einer Ausführungsform kann das zu dämpfende Organ mit der Kurbelwelle drehfest verbunden sein.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform weist der Filtermechanismus ferner ein Eingangsorgan auf, das kinetisch zwischen der Kurbelwelle und dem zu dämpfenden Organ zwischengeschaltet sein kann, wobei das zu dämpfende Organ ein sekundäres Organ bildet, das in Bezug auf das Eingangsorgan um die Umdrehungsachse dreht.
Gemäß einer Ausführungsform kann der erfindungsgemäße Filtermechanismus einen langhubigen Dämpfer bilden, der stromabwärts eines hydrokinetischen Wandlers und einer Verriegelungskupplung eines Drehmomentwandlers angeordnet ist, wobei es sich in diesem Fall bei dem zu dämpfenden Organ um ein Phasenorgan handeln kann.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform kann der Filtermechanismus ein Doppeldämpfungsschwungrad bilden, das stromabwärts oder stromaufwärts einer Trockenkupplung angeordnet ist, wobei in diesem Fall das zu dämpfende Organ vorzugsweise das sekundäre Organ dieses Doppeldämpfungsschwungrads bildet.
Der Filtermechanismus weist vorzugsweise Elemente zur elastischen Rückstellung auf, um das sekundäre Organ in eine Bezugswinkelstellung in Bezug auf das Eingangsorgan zurückzustellen. In der kinematischen Kraftübertragungskette wird somit stromaufwärts des sekundären Organs eine erste Filterstufe zwischen dem Eingangsorgan und dem sekundären Organ gebildet. Die zweite Filterstufe, die von dem mit dem sekundären Organ verbundenen oszillierenden Schwungrad gebildet wird, hat eine Filterkennlinie, die in Abhängigkeit von der Umdrehungsgeschwindigkeit variiert. Da die Schwankungen, denen das sekundäre Organ ausgesetzt ist, durch die erste Filterstufe gedämpft werden, ist es möglich, die angestrebte zusätzliche Filterwirkung mit Schwingarmen und einer Schwungscheibe mit verringerten Massen zu erhalten.
Gemäß einer Ausführungsform kann insbesondere vorgesehen sein, die elastischen Elemente zumindest teilweise in einem Volumen anzuordnen, das zwischen dem Eingangsorgan und dem sekundären Organ liegt.
Gegebenenfalls können auch Reibungselemente zum Abführen von Energie bei relativen winkelmäßigen Bewegungen zwischen dem Eingangsorgan und dem sekundären Organ vorgesehen sein.
Gemäß einer Ausführungsform weist das primäre oder das sekundäre Organ eine Abdeckung und das jeweils andere des primären und sekundären Organs zwei Führungsscheiben auf, die aneinander befestigt sind und axial auf der einen und auf der anderen Seite der Abdeckung liegen. Das zu dämpfende Organ kann somit durch die Abdeckung oder durch eine der Scheiben gebildet oder mit der Abdeckung oder mit einer der Scheiben fest verbunden sein.
Es ist natürlich möglich, die Merkmale der verschiedenen Ausführungsformen miteinander zu kombinieren.
Gemäß einem weiteren Aspekt der Erfindung betrifft diese eine Antriebsbaugruppe, die Folgendes aufweist: einen Verbrennungsmotor mit einer Kurbelwelle, die um eine Umdrehungsachse dreht und eine Ungleichförmigkeitshauptfrequenz F_M(Ω) hat, die in Abhängigkeit von einer Umdrehungsgeschwindigkeit Ω der Kurbelwelle variiert, sowie einen Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen gemäß dem ersten Aspekt der Erfindung, der ein zu dämpfenden Organ aufweist, das direkt oder indirekt von der Kurbelwelle in Drehung um die Umdrehungsachse angetrieben wird, ein oszillierendes Schwungrad, das bezogen auf das zu dämpfende Organ um die Umdrehungsachse dreht, und mindestens ein Verbindungmodul, mit dem ein Winkelausschlag des oszillierenden Schwungrads in Bezug auf das zu dämpfende Organ auf der einen und auf der anderen Seite einer Bezugsstellung möglich ist, wobei das Verbindungsmodul mindestens einen Schwingarm aufweist, der in Bezug auf das zu dämpfende Organ radial schwenkt. Das Verbindungsmodul weist ferner einen Verbindungsrollkörper auf, der auf einer auf dem Schwingarm ausgebildeten Rollbahn und auf einer auf dem oszillierenden Schwungrad ausgebildeten Rollbahn rollt, wobei die auf dem Schwingarm ausgebildete Rollbahn und die auf dem oszillierenden Schwungrad ausgebildete Rollbahn so ausgebildet sind, dass eine Oszillationsresonanzfrequenz F_V des oszillierenden Schwungrads in Bezug auf das zu dämpfende Schwungrad erzeugt wird, so dass in einem Umdrehungsgeschwindigkeitsbereich der Kurbelwelle, der zumindest zwischen einer Leerlaufdrehzahl Ω_R und einer vorbestimmten Durchschnittsbetriebsdrehzahl Ω_S liegt, das Verhältnis zwischen der Ungleichförmigkeitshauptfrequenz F_M(Ω) und der Oszillationsresonanzfrequenz F_V derart ist, dass:
Gemäß einer Ausführungsform ist das zu dämpfende Organ drehfest mit der Kurbelwelle verbunden.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform weist die Antriebsbaugruppe ferner ein Eingangsorgan auf, das kinematisch zwischen der Kurbelwelle und dem zu dämpfenden Organ liegt, wobei das zu dämpfende Organ ein sekundäres Organ bildet, das in Bezug auf das Eingangselement um die Umdrehungsachse dreht.
KURZE BESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich beim Lesen der nachfolgenden Beschreibung anhand der beigefügten Figuren. Darin zeigen:
1 eine schematische Ansicht einer Antriebsbaugruppe, in der ein Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen gemäß einer Ausführungsform der Erfindung aufgenommen ist,
2 eine isometrische Explosionsansicht eines Filtermechanismus gemäß einer Ausführungsform der Erfindung,
3 eine Ansicht teilweise von vorne und teilweise im Querschnitt des Filtermechanismus aus 2,
4 eine Ansicht im Axialschnitt des Filtermechanismus aus 2 in der Schnittebene IV aus 3,
5 eine Ansicht im Axialschnitt des Filtermechanismus aus 2 in der Schnittebene V aus 3,
6 eine isometrische Explosionsansicht eines Schwingmechanismus des Filtermechanismus aus 2,
7 eine isometrische Ansicht eines Schwingarms des Schwingmechanismus aus 6,
8 eine Vorderansicht eines Ausschnitts des Schwingmechanismus aus 6 in einer ersten Endstellung,
9 eine Vorderansicht eines Ausschnitts des Schwingmechanismus aus 6 eine einer Zwischenstellung mit maximalem radialem Ausschlag,
10 eine Vorderansicht eines Ausschnitts des Schwingmechanismus aus 6 in einer zweiten Endstellung,
11 eine Ansicht, die eine Berechnung zur Optimierung einer Rollbahn des Schwingmechanismus aus 6 veranschaulicht,
12 ein Diagramm, das die Oszillationsresonanzfrequenz als Ordinate in Abhängigkeit von einer Umdrehungsgeschwindigkeit als Abszisse veranschaulicht,
13 eine Vorderansicht eines Ausschnitts eines Schwingmechanismus gemäß einer Ausführungsvariante in einer Zwischenstellung mit maximalem radialem Ausschlag,
14 eine schematische Ansicht einer Antriebsbaugruppe gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung mit einem Doppelschwungrad, in dem ein Filtermechanismus integriert ist,
15 eine schematische Ansicht einer Antriebsbaugruppe gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung,
16 eine schematische Ansicht einer Antriebsbaugruppe gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung,
17 eine schematische Ansicht einer Antriebsbaugruppe gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung.
Für mehr Klarheit werden in allen Figuren identische oder ähnliche Elemente mit identischen Bezugszeichen bezeichnet.
AUSFÜHRLICHE BESCHREIBUNG VON AUSFÜHRUNGSFORMEN
In 1 ist schematisch eine Antriebsbaugruppe 50 mit einem Verbrennungsmotor 52 und einer kinematischen Kraftübertragungskette 1 veranschaulicht, die einen Drehmomentwandler aufweist, der zwischen einer Kurbelwelle 2 des Verbrennungsmotors 52 und einer Antriebswelle eines Getriebes 3 angeordnet ist. Dieser Drehmomentwandler weist in an sich bekannter Weise einen hydrokinetischen Wandler 4 und eine Verriegelungskupplung 5 auf, die parallel zwischen der Kurbelwelle 2 und einem Eingangsorgan 12 eines Mechanismus 10 zum Filtern von Drehmomentschwankungen angeordnet ist, dessen Ausgangsorgan 14 fest mit der Antriebswelle des Getriebes 3 verbunden ist. Ein Phasenzwischenelement 15 ist zwischen dem Eingangsorgan 12 und dem Ausgangsorgan 14 angeordnet und über ein erstes elastisches Organ 16 mit der Steifigkeit K1 mit dem Eingangsorgan 12 und über ein zweites elastisches Organ 17 mit der Steifigkeit K2 mit dem Ausgangsorgan 14 verbunden. Dieses Zwischenorgan ist ferner über Verbindungsmodule 26, die einen Schwingmechanismus 30 bilden, mit einem oszillierenden Schwungrad 22 verbunden.
Wie in den strukturellen Zeichnungen der 2 bis 5 ersichtlicher wird, handelt es ich bei dem Eingangsorgan 12 und dem Ausgangsorgan 14 um Organe, die um ein und dieselbe geometrische Umdrehungsachse 100 drehen und zueinander und jeweils zum Phasenzwischenorgan 15 drehbeweglich sind, das selbst um die Umdrehungsachse 100 drehbar ist. Das oszillierende Schwungrad 22 kann winkelmäßig in Bezug auf das Phasenzwischenorgan oszillieren. Das erste elastische Organ 16 und das zweite elastische Organ 17 sind in Reihe zwischen dem Eingangsorgan 12 und dem Ausgangsorgan 14 angeordnet, in dem Sinne als eine quasistatische winkelmäßige Verlagerung des Ausgangsorgans 14 in Bezug auf das Eingangsorgan 12 in eine Richtung eine Erhöhung der potentiellen elastischen Energie der beiden elastischen Organe 16, 17 hervorruft, während eine relative winkelmäßige Verlagerung in die entgegengesetzte Richtung eine Verringerung der potentiellen elastischen Energie der beiden elastischen Organe 16, 17 hervorruft.
Strukturell besteht das Eingangsorgan 12 des Filtermechanismus 10 aus einer Unterbaugruppe mit zwei Führungsscheiben 12.1, 12.2, die in an sich bekannter Weise aneinander befestigt sind, einer (nicht gezeigten) Glocke der Verriegelungskupplung 5, die an der Führungsscheibe 12.1 befestigt ist, und einer (nicht gezeigten) Turbinennabe des hydrokinetischen Wandlers 4, die an der anderen Führungsscheibe 12.2 befestigt ist. Zwischen den beiden Führungsscheiben 12.1, 12.2 ist ein Volumen 120 begrenzt, in dem eine Ausgangsabdeckung 14.1 angeordnet ist, die an einer mittleren Nabe 14.2 befestigt ist und mit dieser das Ausgangsorgan 14 bildet. Die mittlere Nabe 14.2 ist dazu vorgesehen, sich auf die (nicht gezeigte) Antriebswelle des Getriebes 3 zu schieben. Die Ausgangsabdeckung 14.1 bildet einen Stern, der bei dieser Ausführungsform drei Zweige 14.3 aufweist. Die Führungsscheibe 12.1 ist von drei großen kreisbogenförmigen Fenstern 12.11 durchbrochen, die paarweise durch drei radiale Materialbrücken 12.12 getrennt sind. In den Figuren fallen die Winkelstellungen der Materialbrücken 12.12 der Scheibe 12.1 und der Zweige 14.3 der Ausgangsabdeckung 14.1 zusammen, doch ihre relative Winkelstellung kann selbstverständlich mit den Winkeländerungen zwischen dem Eingangsorgan 12 und dem Ausgangsorgan 14 variieren.
Das Phasenzwischenorgan 15 weist eine Phasenabdeckung 15.1 mit drei Armen 15.2 auf, die sich im Wechsel mit den Zweigen 14.3 der sternförmigen Ausgangsabdeckung 14.1 radial zum Inneren des Volumens 120 erstrecken. Die Phasenabdeckung 15.1 ist so angebracht, dass sie um die mittlere Nabe 14.2 drehen kann.
In dem von den beiden Führungsscheiben 12.1, 12.2 begrenzten Volumen ist eine Anzahl von sechs Federn 16.1, 17.1 angeordnet, wobei drei das erste elastische Organ 16 und drei das zweite elastische Organ 17 bilden. Die drei Federn 16.1, die das erste elastische Organ 16 bilden, sind jeweils zwischen einem der Arme 15.2 des Phasenzwischenorgans 15 und einer der Brücken 12.12 gespannt, die in der Führungsscheibe 12.1 gebildet sind, so dass sie bei winkelmäßigen relativen Bewegungen zwischen dem Phasenzwischenorgan 15 und dem Eingangsorgan 12 arbeiten. Die drei Federn 17.1, die das zweite elastische Organ 17 bilden, sind jeweils zwischen einem Arm 15.2 des Phasenzwischenorgans 15 und einem der Zweige 14.3 der Ausgangsabdeckung 14.1 gespannt, so dass sie bei winkelmäßigen relativen Bewegungen zwischen dem Phasenzwischenorgan 15 und dem Ausgangsorgan 14 arbeiten. Es sei angemerkt, dass der Platzbedarf der Federn 16.1 des ersten elastischen Organs 16 größer ist als der der Federn 17.1, die das zweite elastische Organ 17 bilden, wobei die Steifigkeit K1 des ersten elastischen Organs 16 vorzugsweise geringer ist als K2 des zweiten elastischen Organs 17, in einem Verhältnis K2/K1 von beispielsweise 2 bis 5 und vorzugsweise 2 bis 3.
Das Phasenzwischenorgan 15 weist auch ein flaches ringförmiges Halteteil 15.3 auf, das außerhalb der Führungsscheiben 12.1, 12.2 liegt. Die Phasenabdeckung 15.1 weist Streben 15.4 auf, die axial durch Fenster hervorstehen, die in der Führungsscheibe 12.2 ausgebildet sind und sich in Öffnungen 15.5 einfügen, die zu diesem Zweck in dem ringförmigen Halteteil 15.3 vorgesehen sind, so dass das ringförmige Halteteil 15.3 fest mit der Phasenabdeckung 15.1 verbunden ist.
Das oszillierende Schwungrad 22, das durch einen Umfangsring gebildet ist, wird durch drei Stifte 15.31 in Bezug auf das Phasenorgan 15 in Drehung um die Umdrehungsachse 100 geführt, wobei die Stifte am ringförmigen Halteteil 15.3 befestigt sind und auf drei Bahnen 22.1 gleiten, die auf dem oszillierenden Schwungrad 22 ausgebildet sind, wobei diese Bahnen auch Endstellungsanschläge 22.2, 22.3 definieren, die den Winkelausschlag des oszillierenden Schwungrads 22 in Bezug auf das Phasenorgan 15 begrenzen. Um die Drehmomentschwankungen des Phasenorgans zu dämpfen, ist das oszillierende Schwungrad 22 über drei Verbindungsmodule 26 mit dem Phasenorgan 15 verbunden, die in einem Winkel von 120° zueinander um die Umdrehungsachse 100 angeordnet sind. Jedes Verbindungsmodul 26, das in den 6 bis 10 genauer veranschaulicht ist, weist einen Schwingarm 26.1 auf, der über einen Zapfen 26.2 so an das ringförmige Halteteil 15.3 angelenkt ist, dass er um eine zur Umdrehungsachse 100 parallele Schwenkachse 200 schwenkt, sowie einen Rollkörper 26.4 in Form einer Rolle, der auf einer auf dem Schwingarm 26.1 ausgebildeten Rollbahn 26.5 und auf einer auf dem oszillierenden Schwungrad 22 ausgebildeten Rollbahn 26.6 rollt. Die auf dem Schwingarm 26.1 ausgebildete Rollbahn 26.5 ist radial nach außen und zu der auf dem oszillierenden Schwungrad 22 ausgebildeten Rollbahn 26.6 gewandt, die ihrerseits radial nach innen gewandt ist. Die beiden Rollbahnen 26.5, 26.6 sind im Querschnitt senkrecht zur Umdrehungsachse 100 konkav. Die Rollbahn 26.5 liegt zwischen dem Zapfen 26.2 und einem Massenvorsprung 26.7 des Schwingarms. Ein Teil des Schwingarms bildet auch eine Anlagefläche 26.8. Entgegengesetzt zur Rollbahn 26.5 und zum Massenvorsprung 26.7 in Bezug auf den Zapfen 26.2 weist der Schwingarm einen Absatz 26.9 auf, der zum sekundären Schwungrad 22 vorsteht und auf einer gebogenen Bahn 26.10 gleitet, die hier konvex ist, die der Schwenkbewegung des Schwingarms im Uhrzeigersinn entgegenwirkt und somit verhindert, dass die Rolle aus der Aufnahme gelangt, die radial zwischen den Rollbahnen 26.5 und 26.6 und axial zwischen dem ringförmigen Halteteil 15.3 und einer Wand 26.11 des Schwingarms 26.1 gebildet ist.
Die auf dem oszillierenden Schwungrad 22 ausgebildete Rollbahn 26.6 liegt im Wesentlichen gegenüber der auf dem Schwingarm 26.1 ausgebildeten Rollbahn 26.5. Es kann insbesondere mindestens eine Schnittebene bestimmt werden, die parallel zu der Ebene der 6 bis 10 und senkrecht zur Umdrehungsachse 100 verläuft, die die auf dem oszillierenden Schwungrad 22 ausgebildete Rollbahn 26.6, die auf dem Schwingarm 26.1 ausgebildete Rollbahn 26.5 und den Rollkörper 26.4 kreuzt. Der Rollkörper 26.4 ist somit radial zwischen den Rollbahnen 26.5 und 26.6 zwischengeschaltet.
Die Vorrichtung funktioniert wie folgt. In der Ruhestellung bei einer Umdrehungsgeschwindigkeit von null wird keinerlei Fliehkraft auf die Schwingarme 26.1 ausgeübt. Das oszillierende Schwungrad 22 kann in eine Bezugswinkelstellung in Bezug auf das ringförmige Halteteil 15.3 des Phasenorgans 15 angeordnet werden, wie in 9 veranschaulicht ist. Die Rolle 26.4 jedes Verbindungsmoduls 26 liegt dann bezogen auf die Rollbahnen 26.5, 26.6 in einer Mittelstellung, wobei es möglich ist, in einer zur Umdrehungsachse 100 senkrechten Ebene eine radiale Achse 300 aufzutragen, die durch die Umdrehungsachse, eine Kontaktstelle zwischen der Rolle und der auf dem Schwingarm ausgebildeten Rollbahn und durch eine Kontaktstelle zwischen der Rolle 26.4 und der auf dem oszillierenden Schwingarm 22 ausgebildeten Rollbahn 26.5 verläuft, wobei diese Achse 300 auf Höhe der beiden Kontaktstellen senkrecht zu den beiden Rollbahnen 26.5, 26.6 verläuft. Diese Bezugsstellung ist somit eine Ausgleichsstellung. Ausgehend von dieser Ausgleichswinkelstellung trägt jegliche relative Drehung des oszillierenden Schwungrads 22 in Bezug auf das Phasenorgan 15 in die eine oder in die andere Richtung zur Annäherung des Massenvorsprungs 26.7 der Schwingarme 26.1 an die Umdrehungsachse bei.
Wenn die Kurbelwelle 2 bei geringer Geschwindigkeit dreht, werden die Schwankungen des Motordrehmoments von den elastischen Organen 16, 17 des Filtermechanismus 10 nicht wirksam gefiltert. Bei diesem Betrieb werden die Drehmomentschwankungen bei jedem Zünden eines Zylinders zum Phasenorgan 15 übertragen und führen dazu, dass die relative Winkelstellung des Phasenorgans 15 und des oszillierenden Schwungrads 22 in Phasenverzögerung schwanken. Der Verbindungsmechanismus, der durch die drei angelenkten Module 26 gebildet ist, ermöglicht einen Winkelausschlag des oszillierenden Schwungrads 22 in Bezug auf das Phasenorgan 15 auf der einen und auf der anderen Seite der Ausgleichsstellung aus 9. Jeder Schwingarm 26.1 übt durch die Drehung mit dem Phasenorgan 15 um die Umdrehungsachse 100 aufgrund der Fliehkraft auf den Massenvorsprung 26.7 in die durch die beiden Rollbahnen 26.5 und 26.6 definierte Richtung eine Kraft auf die Rolle 26.4 aus. Wenn sich das System in der Ausgleichsstellung befindet, befindet sich die Rolle in der oben beschriebenen Ausgleichsstellung, und die auf Höhe der Rollbahnen 26.5 und 26.6 resultierenden Kräfte, die selbst radial sind, bewirken keinerlei Rückstelldrehmoment. Die Schwankungen bei der relativen Winkelstellung des Phasenorgans 15 und des oszillierenden Schwungrads 22 führen zu einer Änderung des Winkels der Resultierenden der Kräfte, die von dem Schwingarm 26.1 zum Phasenorgan 15 übertragen werden, was zu einem Rückstelldrehmoment in die Ausgleichstellung führt, das mit der Amplitude des Winkelausschlags und mit dem Quadrat der Umdrehungsgeschwindigkeit um die Umdrehungsachse steigt. Der Schwingmechanismus 30, der durch das oszillierende Schwungrad 22 gebildet ist, das über die Verbindungsmodule 26 mit dem Phasenorgan 15 verbunden ist, verhält sich wie ein Filter mit in Abhängigkeit von der Geschwindigkeit variierender Steifigkeit, die den Drehmomentänderungen des zu dämpfenden Organs, das durch das Phasenorgan 15 gebildet ist, entgegenwirkt.
Wenn die Umdrehungsgeschwindigkeit um die Umdrehungsachse steigt, steigt die Resultierende der Fliehkräfte, die von dem Schwingarm 26.1 auf die Rolle 26.4 aufgebracht werden, und die Amplitude der Winkelausschläge zwischen dem Phasenorgan 15 und dem Schwungrad 24 sinkt. Der Schwingarm neigt dazu, sich elastisch zu verformen, und die Anlagefläche 26.8 des Schwingarms nähert sich progressiv dem oszillierenden Schwungrad 22. Über eine gegebene kritische Drehzahl Ω_C von beispielsweise 2200 U/min hinaus gelangt die Anlagefläche 26.8 des Schwingarms 26.1 in Kontakt mit dem Stift 15.31, was dazu führt, dass die Kraft auf die Rolle 26.4 und den Zapfen 26.2 begrenzt wird.
Der Schwingmechanismus 30 ist dazu vorgesehen, das Phasenorgan 15 in einem kritischen Umdrehungsgeschwindigkeitsbereich, in dem Resonanzphänomene festgestellt werden, über den gesamten oder über einen Teil des Drehzahlbereichs zwischen der Leerlaufdrehzahl Ω_R und der kritischen Drehzahl Ω_C und insbesondere in einem Optimierungsbereich zwischen einer Leerlaufdrehzahl Ω_R und einer vorbestimmten Durchschnittsbetriebsdrehzahl Ω_S, die kleiner ist als die kritische Drehzahl Ω_C oder dieser entspricht, zu dämpfen.
Erfindungsgemäß interessiert man sich insbesondere für die Resonanzphänomene, die durch die Ungleichförmigkeitshauptfrequenz des Verbrennungsmotors hervorgerufen werden. Bei einem Viertaktmotor, also bei einer Verbrennung bei jeder zweiten Kurbelwellenumdrehung pro Zylinder, entspricht die Ungleichförmigkeitshauptfrequenz F_M im Allgemeinen der Verbrennungsfrequenz der Zylinder, d. h. bei einem Motor mit N Zylindern und bei einer gegebenen Umdrehungsgeschwindigkeit Ω_M der Kurbelwelle gilt: F_M = Ω / 2N
Für einen gegebenen Motor ist somit die Ungleichförmigkeitshauptharmonische proportional zur Umdrehungsgeschwindigkeit Ω_M der Kurbelwelle. Das Ziel besteht somit darin, eine Oszillationsresonanzfrequenz F_V des oszillierenden Schwungrads 22 in Bezug auf das Phasenorgan zu erhalten, die idealerweise F_M beträgt. Durch das Ausbilden des Schwingmechanismus 30 als harmonischen Oszillator erster Ordnung hängt die Oszillationsresonanzfrequenz F_V mit dem Trägheitsmoment I des oszillierenden Schwungrads 22 und mit der festgestellten Steifigkeit des Schwingmechanismus 30 durch das nachfolgende Gesetz zusammen:
Für eine gegebene Umdrehungsgeschwindigkeit und eine gegebene Geometrie des Schwingmechanismus 30 ist die Steifigkeit K zwischen dem oszillierenden Schwungrad 22 und dem Phasenorgan 15 das Verhältnis zwischen dem Drehmoment, das als Schwingdrehmoment bezeichnet wird und von den Zapfen 26.2 des Schwingarms 26.1 zum Phasenorgan 15 übertragen wird, und dem Winkelausschlag zwischen dem oszillierenden Schwungrad 22 und dem Phasenorgan 15. Im vorliegenden Fall hängt das Schwingdrehmoment von der Amplitude und der Richtung der Reaktionskraft ab, die an der Kontaktstelle zwischen der Rolle 26.4 und der auf dem Schwingarm ausgebildeten Rollbahn 26.5 auf dem Schwingarm 26.1 erzeugt wird. In der Bezugsstellung aus 9 ist das Schwingdrehmoment null und variiert mit dem Winkelausschlag auf der einen und auf der anderen Seite der Bezugsstellung. Es ist somit möglich, den Wert der Steifigkeit K zu beeinflussen, indem die Wege der Rollbahnen 26.5, 26.6 in geeigneter Weise ausgewählt werden.
Wie jedoch oben beschrieben wurde, verringert sich die maximale Amplitude des Winkelausschlags des oszillierenden Schwungrads 22 in Bezug auf das Phasenorgan 15, wenn die Umdrehungsgeschwindigkeit steigt. Wenn die Umdrehungsgeschwindigkeit erhöht ist, haben lediglich die Teile der Rollbahnen 26.5, 26.6, die in der Bezugsstellung aus 9 in der Nähe der Kontaktstelle mit der Rolle 26.4 liegen, einen Einfluss auf die Steifigkeit, wobei die Teile der Rollbahnen 26.5, 26.6, die von der Bezugsstellung aus 9 weiter entfernt, nicht von der Rolle 26.4 abgelaufen werden. Wenn umgekehrt die Umdrehungsgeschwindigkeit geringer ist, läuft die Rolle 26.4 über einen größeren Teil der Rollbahn auf der einen und auf der anderen Seite der Bezugsstellung. Es wird dann die Hypothese aufgestellt, dass die Enden dieses Abschnitts der Rollbahnen 26.5, 26.6, der bei einer gegebenen Umdrehungsgeschwindigkeit von der Rolle 26.4 abgelaufen wird, einen größeren Einfluss auf die Steifigkeit bei dieser Umdrehungsgeschwindigkeit haben als der Zwischenabschnitt. Durch diese Hypothese ist es möglich, die Neigung der Rollbahnen 26.5, 26.6 iterativ zu optimieren, indem man bei den höchsten Umdrehungsgeschwindigkeiten beginnt, um die Neigung der Rollbahnen in der Nähe der Kontaktstellen mit der Rolle 26.4 in der Bezugsstellung aus 9 zu bestimmen, und indem dann die Geschwindigkeit verringert wird, um die Neigung der Rollbahnen in ihrem Abschnitt, der in der Bezugsstellung von den Kontaktstellen weiter entfernt ist, schrittweise zu bestimmen.
Für jede Umdrehungsgeschwindigkeit Ω wird wie folgt eine quasistatische Modellierung durchgeführt: es wird eine Hypothese zur maximalen Amplitude θ_MAX des Winkelausschlags zwischen dem oszillierenden Schwungrad 22 und dem Phasenorgan 15 ausgeführt und das Drehmoment C bestimmt, das erzeugt werden muss, um die bei der Umdrehungsgeschwindigkeit erwünschte Steifigkeit K zu erhalten. Mit den vorhergehenden Hypothesen wird das folgende Gleichungssystem erhalten:
Daraus kann ein Sollwert C abgeleitet werden: C = K·θ_MAX = (2·π·[F_V)]²·I·θ_MAX = (π·[Ω_M·N)]²·I·θ_MAX
Die Geometrie der Rollbahnen an den Punkten, die der betrachteten maximalen Amplitude θ_MAX entsprechend, wird dann so angepasst, dass Kontaktkräfte erhalten werden, die das angestrebte Drehmoment erzeugen. Es ist anzumerken, dass es eine unendliche Menge von geeigneten Profilen gibt, da auf die eine und/oder auf die andere der beiden Rollbahnen eingewirkt werden kann.

Als rein veranschaulichendes Beispiel wurde eine besondere Lösung, mit der das erstrebte Ergebnis erhalten werden kann, für einen Schwingmechanismus mit vier Schwingarmen 26.1 von 0,04 kg stromabwärts eines Viertaktmotors mit vier Zylindern und mit einem oszillierenden Schwungrad 22 mit einem Trägheitsmoment I von 1,7 10^–3 kg·m² berechnet, und indem ferner festgelegt wurde, dass der Weg der auf dem oszillierenden Schwungrad 22 ausgebildeten Rollbahn 26.6 und der Weg der auf dem Schwingarm 26.1 ausgebildeten Rollbahn 26.5 in der Bezugsstellung aus 9 zur Mitte des Rollkörpers 26.4 symmetrisch sind. Mit der Berechnung kann für verschiedene Stellungen θ_MAX der Winkel α (in 11 gezeigt) zwischen der radialen Richtung, die die Umdrehungsachse 100 und die Umdrehungsachse des Rollkörpers 26.4 schneidet, und der Richtung, die an der Kontaktstelle zwischen der auf dem Schwingarm 26.1 ausgebildeten Rollbahn 26.5 und dem Rollkörper 26.4 zur Rollbahn senkrecht ist und die Umdrehungsachse des Rollkörpers 26.4 schneidet, gekennzeichnet werden. Die Ergebnisse, die in der nachfolgenden Tabelle 1 eingetragen sind, zeigen, dass der Winkel α mit dem Winkel θ_MAX sinkt:

Ω (U/min)	F_M (Hz)	θ_MAX	α	K (N·m/rad)	F_V (Hz)	F_V/F_M
900	30,00 Hz	9,77°	37,39°	67 N·m/rad	31,49 Hz	105%
1000	33,33 Hz	7,30°	25,12°	79 N·m/rad	34,21 Hz	103%
1200	40,00 Hz	5,00°	15,44°	118 N·m/rad	41,97 Hz	105%
1500	50,00 Hz	2,60°	7,69°	150 N·m/rad	47,26 Hz	95%
2500	83,33 Hz	0,00°	0,00°

Tabelle 1

Ausgehend von diesen Daten kann der Weg der auf dem Schwingarm 26.1 ausgebildeten Rollbahn 26.5 wie folgt geometrisch bestimmt werden: für jegliche Stellung des Rollkörpers 26.4 kann in einer zur Umdrehungsachse senkrechten Ebene eine erste Achse definiert werden, die durch die Umdrehungsachse 100 und den Drehpunkt oder die Umdrehungsachse des Rollkörpers 26.4 verläuft, sowie eine zweite Achse, die durch den Drehpunkt oder die Umdrehungsachse des Rollkörpers und durch die Kontaktstelle zwischen dem Rollkörper 26.4 und der auf dem Schwingarm 26.1 ausgebildeten Rollbahn 26.5 verläuft. Der Winkel α ist der Winkel zwischen der ersten Achse und der zweiten Achse. Es kann ferner ein Winkel β zwischen der Stellung der ersten Achse in der Bezugsstellung (im vorliegenden Fall die Achse 300 aus 9) und der Stellung der ersten Achse definiert werden, wenn sich der Filtermechanismus nicht mehr in der Bezugsstellung befindet (beispielsweise die in den 8 und 10 gezeigte Stellung). Der absolute Wert des Winkels α nimmt vorzugsweise zu, wenn der absolute Wert von β zunimmt, und die Ableitung dα/dβ ist in einem absoluten Wert größer als 1.
Die hier gezeigte Optimierungsmethode ist rein beispielhaft, und es ist möglich, ausgeklügeltere Modelle anzuwenden, bei denen die Bewegungsdynamik und die Nichtlinearitäten des Schwingmechanismus berücksichtigt werden. Im vorliegenden Fall ist es damit im Optimierungsbereich zwischen der Leerlaufdrehzahl Ω_R und der vorbestimmten Durchschnittsbetriebsdrehzahl Ω_S möglich, eine Oszillationsresonanzfrequenz F_V zu erhalten, die sehr nahe bei der Ungleichförmigkeitshauptfrequenz F_M liegt:
Dies wurde auf dem Diagramm aus 12 veranschaulicht, in dem die Oszillationsresonanzfrequenz F_V als Ordinate und die Umdrehungsgeschwindigkeit als Abszisse eingetragen und drei Kurven aufgetragen wurden, nämlich eine Kurve L₁, die der Antriebsbaugruppe vor der Optimierung entspricht, eine Kurve L₂, die durch den oben erläuterten Optimierungsalgorithmus erhalten wird, und eine ideale Kurve L₀, die F_V = F_M entspricht. Es ist zu sehen, dass die Übereinstimmung zwischen L₂ und L₀ über den gesamten untersuchten Bereich besonders gut ist, während die Kurve L₁ lediglich an einer Stelle optimiert ist, an der sie L₀ schneidet.
Durch die Kombination des Drehmomentfiltermechanismus 10 mit dem Schwingmechanismus 30 profitiert man von der hervorragenden Dämpfung der Vibrationen des Phasenorgans 15 bei niedrigen Drehzahlen, wobei dann der Schwingmechanismus 30 bei höherer Drehzahl blockiert wird, wobei diese Blockierung des oszillierenden Schwungrads 22 dazu führt, dass die Trägheit des Phasenorgans 15 erhöht wird. Dadurch wird ein vorzeitiger Verschleiß der Verbindungsmodule 26 verhindert.
Gemäß einer in 13 gezeigten Variante ist an dem oszillierenden Schwungrad 22 ein radialer Anschlag 26.12 vorgesehen, der eine Anlage für den Schwingarm 26.1 in der Zwischenstellung mit maximalem Ausschlag bildet. Es wird somit der Zapfen 26.2 des Schwingarms ausgebildet, indem das oszillierende Schwungrad 22 fest mit dem Phasenorgan 15 verbunden wird, wenn die Umdrehungsgeschwindigkeit steigt. Die Trägheit des oszillierenden Schwungrads 22 wird dann zu der des Phasenorgans 15 hinzugefügt. Wenn die Umdrehungsgeschwindigkeit weiter steigt, werden die Kräfte auf den Anschlag 26.12, den Zapfen 26.2, die Rolle 26.4 und die Rollbahnen 26.5, 26.6 verteilt.
Der Schwingmechanismus 30 kann auch in anderen Anwendungen verwendet werden, bei denen ein Filtern eines Organs erforderlich ist, das in einer Antriebsbaugruppe dreht. Der Schwingmechanismus kann auch zum Dämpfen bestimmter Vibrationsbereiche eines Doppeldämpfungsschwungrads verwendet werden, das in einer kinematischen Kraftübertragungskette zwischen einer Kurbelwelle und einer Getriebe mit einer Trockenkupplung angeordnet ist. Diese wurde schematisch und funktional in den 14 und 15 veranschaulicht.
In 14 ist eine Kraftfahrzeugantriebsbaugruppe 50 mit einem Verbrennungsmotor 52 gezeigt, dessen Kurbelwelle 2 eine kinematische Kraftübertragungskette 1 antreibt, die eine Trockenkupplung 5 umfasst, die stromaufwärts einer Antriebswelle eines Getriebes 3 angeordnet ist. Zwischen der Kurbelwelle 2 und der Kupplung 5 ist kinematisch in der kinematischen Kraftübertragungskette ein Filtermechanismus 10 angeordnet, der ein Doppeldämpfungsschwungrad bildet und ein Eingangsorgan 12 aufweist, das durch ein primäres Schwungrad gebildet ist, das mit dem sekundären Schwungrad der Kupplung verbunden ist, sowie ein Ausgangsorgan 114, das durch ein sekundäres Schwungrad gebildet ist, das mit der Antriebswelle des Getriebes 3 fest verbunden ist. Ein elastisches Organ 16 ist zwischen dem Eingangsorgan und dem Ausgangsorgan zwischengeschaltet, so dass es bei Schwankungen der Winkelstellung zwischen dem primären Schwungrad 12 und dem sekundären Schwungrad 114 arbeitet. Ein erfindungsgemäßer Schwingmechanismus 30 mit einem oszillierenden Schwungrad 22, das über Verbindungsmodule 26 mit dem sekundären Schwungrad 114 verbunden ist, ermöglicht eine Dämpfung der Vibrationen bei geringer Drehzahl des sekundären Schwungrads 114.
Die in 15 gezeigte Ausgestaltung unterscheidet sich von der vorhergehenden durch die Position des Doppeldämpfungsschwungrads 10, das kinematisch zwischen der Kurbelwelle 2 und einer Doppelkupplung 5 zwischengeschaltet ist, wodurch zwei koaxiale Antriebswellen 3.1, 3.2 eines Getriebes 3 angetrieben werden können.
Es ist auch möglich, den Schwingungsmechanismus 30 direkt in Eingriff mit der Kurbelwelle 2 zu verwenden, d. h. auf einem Schwungrad, das mit der Kurbelwelle 2 drehfest verbunden ist, wie in den 16 und 17 veranschaulicht ist. Bei dem Schwungrad kann es sich dann um ein primäres Schwungrad 12 eines Doppeldämpfungsschwungrads 10 handeln, wie in 16 veranschaulicht ist, oder um ein Schwungrad 54, das strukturell von der kinematischen Kraftübertragungskette 1 getrennt ist und zum Beispiel an einem Ende der Kurbelwelle 2 angeordnet ist, das zur kinematischen Kraftübertragungskette 1 entgegengesetzt ist, wie in 17 veranschaulicht ist.
In den Ausführungsformen der 14 bis 17 sind der Aufbau der Verbindungsmodule und der Aufbau des oszillierenden Schwungrads identisch mit dem, was in den 1 bis 12 beschrieben wurde. Die Synchronisierung für jede Umdrehungsgeschwindigkeit des Motors der Oszillationsresonanzfrequenz des Schwingungsmechanismus 30 in Bezug auf die Ungleichförmigkeitshauptfrequenz des Verbrennungsmotors 50 erfolgt analog zu dem was im Zusammenhang mit der ersten Ausführungsform beschrieben wurde. Weitere Varianten sind natürlich möglich. Es können andere Positionen der Verbindungsmodule in Betracht gezogen werden: axial zischen dem oszillierenden Schwungrad 22 und dem Eingangsorgan 12, zwischen dem sekundären Organ 14 und dem Eingangsorgan 12 oder innerhalb einer Aufnahme des Eingangsorgans 12. Es kann auch eine Aufnahme für das oszillierende Schwungrad 22 in dem Eingangsorgan 12 vorgesehen sein.
ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur

FR 2857073 [0002]

Claims

Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen für eine Antriebsbaugruppe, wobei die Antriebsbaugruppe einen Verbrennungsmotor (50) umfasst, der eine Kurbelwelle (2) aufweist, die sich um eine Umdrehungsachse (100) dreht, und eine Ungleichförmigkeitshauptfrequenz F_M(Ω) hat, die in Abhängigkeit von einer Umdrehungsgeschwindigkeit Ω der Kurbelwelle variiert, wobei der Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen ein zu dämpfendes Organ (15, 114, 12, 54) aufweist, das von der Kurbelwelle in Drehung um eine Umdrehungsachse (100) angetrieben werden kann, ein oszillierendes Schwungrad (22), das sich bezogen auf das zu dämpfende Organ (15, 114, 12, 54) um die Umdrehungsachse (100) dreht, und mindestens ein Verbindungsmodul, das einen Winkelausschlag des oszillierenden Schwungrads (22) in Bezug auf das zu dämpfende Organ (15, 114, 12, 54) auf der einen und auf der anderen Seite einer Bezugsstellung ermöglicht, wobei das Verbindungsmodul (26) mindestens einen Schwingarm (26.1) aufweist, der in Bezug auf das zu dämpfende Organ radial schwenkt, dadurch gekennzeichnet, dass das Verbindungsmodul ferner einen Verbindungsrollkörper (26.4) aufweist, der auf einer auf dem Schwingarm (26.1) ausgebildeten Rollbahn (26.5) und auf einer auf dem oszillierenden Schwungrad (22) ausgebildeten Rollbahn (26.6) rollt, wobei die auf dem Schwingarm (26.1) ausgebildete Rollbahn (26.5) und die auf dem oszillierenden Schwungrad (22) ausgebildete Rollbahn (26.6) so ausgebildet sind, dass eine Oszillationsresonanzfrequenz F_V des oszillierenden Schwungrads erzeugt wird, so dass in einem Umdrehungsgeschwindigkeitsbereich der Kurbelwelle, der zwischen einer Leerlaufdrehzahl Ω_R und einer vorbestimmten Durchschnittsbetriebsdrehzahl Ω_S liegt, bei dem gilt: 5 / 4Ω_R ≤ Ω_S das Verhältnis zwischen der Ungleichförmigkeitshauptharmonischen F_M(Ω) und der Oszillationsresonanzfrequenz F_V derart ist, dass:
Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass: 3 / 2Ω_R ≤ Ω_S
Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass: Ω_R ≤ 1000 U / min und vorzugsweise: Ω_R ≤ 900 U / min
Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Filtermechanismus eine Winkelsteifigkeit K zwischen dem oszillierenden Schwungrad und dem zu dämpfenden Organ hat, die proportional zum Quadrat der Umdrehungsgeschwindigkeit der Kurbelwelle variiert.
Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die auf dem oszillierenden Schwungrad (22) ausgebildete Rollbahn (26.6), die auf dem Schwingarm (26.1) ausgebildete Rollbahn (26.5) und der Rollkörper (26.4) derart sind, dass sich der Rollkörper (26.4) in der Bezugsstellung in Bezug auf die Umdrehungsachse (100) in einer Stellung mit maximaler Entfernung befindet.
Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die auf dem oszillierenden Schwungrad (22) ausgebildete Rollbahn (26.6), die auf dem Schwingarm (26.1) ausgebildete Rollbahn (26.5) und der Rollkörper (26.4) derart sind, dass in der Bezugsstellung eine radiale Achse (300), die durch die Umdrehungsachse (100) und durch eine Kontaktstelle zwischen dem Rollkörper (26.4) und der auf dem oszillierenden Schwungrad (22) ausgebildeten Rollbahn (26.6) verläuft, in einer zur Umdrehungsachse (100) senkrechten Ebene senkrecht zu der auf dem oszillierenden Schwungrad (22) ausgebildeten Rollbahn (26.6) verläuft.
Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die auf dem oszillierenden Schwungrad (22) ausgebildete Rollbahn (26.6), die auf dem Schwingarm (26.1) ausgebildete Rollbahn (26.5) und der Rollkörper (26.4) derart sind, dass in der Bezugsstellung eine radiale Achse (300), die durch die Umdrehungsachse (100) und durch eine Kontaktstelle zwischen dem Rollkörper (26.4) und der auf dem Schwingarm (26.1) ausgebildeten Rollbahn (26.5) verläuft, in einer zur Umdrehungsachse senkrechten Mittelebene senkrecht zu der auf dem Schwingarm (26.1) ausgebildeten Rollbahn (26.5) verläuft.
Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Schwingarm (26.1) bezogen auf das zu dämpfende Organ (15, 114, 12, 54) um eine Schwenkachse (200) schwenkt, wobei der Rollkörper (26.4) eine zur Schwenkachse (200) parallele Umdrehungsachse hat.
Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens eine zur Umdrehungsachse (100) senkrechte Ebene vorhanden ist, die die auf dem oszillierenden Schwungrad (22) ausgebildete Rollbahn (26.6) und die auf dem Schwingarm (26.1) ausgebildete Rollbahn (26.5) schneidet und auch den Rollkörper (26.4) schneidet.
Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Schwingarm (26.1) eine Anlagefläche (26.8) aufweist, die unter der Wirkung einer elastischen Verformung des Schwingarms (26.1) an das oszillierende Schwungrad (22) in Anlage gelangt, wenn die Umdrehungsgeschwindigkeit des zu dämpfenden Organs (15, 114, 12 54) einen bestimmten Schwellenwert überschreitet, der größer ist als die vorbestimmte Durchschnittsbetriebsdrehzahl Ω_M oder dieser entspricht.
Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das zu dämpfende Organ drehfest mit der Kurbelwelle verbunden sein kann.
Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass er ferner ein Eingangsorgan (12) aufweist, das kinematisch zwischen der Kurbelwelle und dem zu dämpfenden Organ (15, 114, 12, 54) zwischengeschaltet sein kann, wobei das zu dämpfende Organ (15, 114, 12, 54) ein sekundäres Organ bildet, das bezogen auf das Eingangsorgan (12) um die Umdrehungsachse (100) dreht.
Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass er Elemente (16, 17) zur elastischen Rückstellung aufweist, um das sekundäre Organ (15, 114, 12, 54) bezogen auf das Eingangsorgan (12) in eine Bezugswinkelstellung zurückzustellen.
Antriebsbaugruppe mit einem Verbrennungsmotor (50), der eine Kurbelwelle (2) aufweist, die um eine Umdrehungsachse (100) dreht und eine Ungleichförmigkeitshauptfrequenz F_M(Ω) hat, die in Abhängigkeit von einer Umdrehungsgeschwindigkeit Ω der Kurbelwelle variiert, dadurch gekennzeichnet, dass sie ferner einen Mechanismus zum Filtern von Drehmomentschwankungen nach einem der vorhergehenden Ansprüche aufweist, wobei die Oszillationsresonanzfrequenz F_V des oszillierenden Schwungrads (22) derart ist, dass in einem Umdrehungsgeschwindigkeitsbereich der Kurbelwelle zumindest zwischen einer Leerlaufdrehzahl Ω_R und einer vorbestimmten Durchschnittsbetriebsdrehzahl Ω_S, für die gilt: 5 / 4Ω_R ≤ Ω_S das Verhältnis zwischen der Ungleichförmigkeitshauptfrequenz F_M(Ω) und der Oszillationsresonanzfrequenz F_V derart ist, dass: