DE10350143A1 - Kraftfahrzeugantriebsstrang - Google Patents

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DE10350143A1
DE10350143A1 DE2003150143 DE10350143A DE10350143A1 DE 10350143 A1 DE10350143 A1 DE 10350143A1 DE 2003150143 DE2003150143 DE 2003150143 DE 10350143 A DE10350143 A DE 10350143A DE 10350143 A1 DE10350143 A1 DE 10350143A1
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rotating mass
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Withdrawn
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DE2003150143
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Hubert Dipl.-Ing. Beitler
Roland Dipl.-Ing. Flinspach
Falk Schumann
Ulrich Dipl.-Ing. Stoll
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DaimlerChrysler AG
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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Antriebsstrang mit einer Gelenkwelle. Es wird eine reibschlüssig an die Gelenkwelle gekoppelte drehträge Masse vorgeschlagen, deren Massenträgheit beim Gangwechsel auftretende Schaltschläge kompensiert.

Description

  • Die Erfindung betrifft einen Kraftfahrzeugantriebsstrang nach dem Oberbegriff von Patentanspruch 1.
  • Ein solcher Kraftfahrzeugantriebsstrang ist bereits aus der EP 0 653 579 A1 bekannt. Bei diesem Antriebsstrang ist eine Drehmasse reibschlüssig mit einer Gelenkwelle verbunden. Die Drehmasse dient der Tilgung niederfrequenter Schwingungen. Bei einem definierten Losbrechmoment rutscht die reibschlüssige Verbindung zwischen der Gelenkwelle und der Drehmasse durch.
  • Die DE 44 20 934 A1 zeigt eine Kraftfahrzeugkupplung mit einem Zweimassenschwungrad, welches innerhalb der sekundärschwungmassenseitigen Bauteile eine Rutschkupplung aufweist.
  • Aus der DE 197 39 517 A1 ist eine weitere Kraftfahrzeugkupplung mit einer Rutschkupplung bekannt.
  • Aus der DE 36 43 272 A1 ist eine Anfahr- und Schaltkupplung bekannt, bei welcher gleichzeitig mit dem Einrückvorgang eine Zusatzmasse an die Getriebewelle gekoppelt wird, wobei diese Koppelung über Reibschluß erfolgt und über eine Fliehkrafteinrichtung oberhalb eines bestimmten Drehzahlniveaus wieder getrennt werden kann.
  • Aus der DE-PS 937 319 ist ein Drehschwingunsdämpfer für Kurbelwellen bekannt, bei welchem zwischen der Kurbelwelle und der Dämpfermasse eine federnde und eine getrennte Reibverbin dung in Hintereinanderschaltung angeordnet sind. Schaukeln sich bei diesem Drehschwingungsdämpfer nun die Schwingungen zu weit auf, so rutscht der Dämpfer, und ein gewisser Schwingungsausschlag wird zufolge der Dämpfung der Reibverbindung nicht überschritten.
  • Generell kommt es bei heckgetriebenen Fahrzeugen beim Lastwechsel, d.h. beim Wechsel vom Schubbetrieb in den Zugbetrieb und umgekehrt, zu starken dynamischen Reaktionen an der Hinterachse. Ebenso kommt es bei schnellen Schaltungen zu starken dynamischen Reaktionen an der Hinterachse.
  • Der Fahrschemel, welcher das Hinterachsgetriebe aufnimmt, stützt die Antriebsmomente im Antriebstrang gegen die Karosserie ab. Das Hinterachsgetriebe bewegt sich dabei in allen drei Raumrichtungen aus seiner Null-Lage. Die Hauptbewegung infolge der Reaktionskräfte erfolgt dabei um die vertikale Achse.
  • Beim Gangwechsel wird durch den Übersetzungssprung im Getriebe eine Drehzahländerung
    • – der getriebeseitigen Kupplungshälfte der Anfahr- und Schaltkupplung sowie
    • – des gesamten Radsatzes im Getriebe
    herbeigeführt. Die besagte Kupplungshälfte und der Radsatz haben jedoch ein Trägheitsmoment. Dieses Trägheitsmoment stützt sich über den Synchronring bzw. die Klauenkupplung des neu eingelegten Ganges weiter über die Antriebswelle bis hin zum Fahrschemel gegen die Karosserie ab.
  • Erfolgt nun ein langsamer Gangwechsel, so ist der Momentengradient im Antriebstrang entsprechend flach und die Bewegungsgeschwindigkeit des Hinterachsgetriebes gegenüber dem Fahrschemel bzw. des Fahrschemels gegenüber der Karosserie ist relativ klein und harmonisch, so dass
    • – die Elastomerlager, welche das Hinterachsgetriebe im Fahrschemel aufnehmen und
    • – die Hydrolager, welche den Fahrschemel an der Karosserie aufnehmen,
    nicht durchschlagen. Damit ist der Abkoppelgrad des Lagers ausreichend und es kommt zu keinem wahrnehmbaren Schaltschlag im Fahrzeuginnenraum.
  • Wird jedoch ein Momentenimpuls beispielsweise infolge eines schnellen Gangwechsels in den Antriebstrang eingeleitet, wird das Hinterachsgetriebegehäuse im Fahrschemel sehr stark beschleunigt. Demzufolge ist auch
    • – der Bewegungsgradient des Hinterachsgetriebegehäuses gegenüber dem Fahrschemel und
    • – der Bewegungsgradient des Fahrschemels gegenüber der Karosserie
    sehr steil.
  • In diesem hochdynamischen Zustand haben
    • – das Elastomerlager zur Aufnahme des Hinterachsgetriebes im Fahrschemel und
    • – das Hydrolager zur Aufnahme des Fahrschemels an der Karosserie
    keine Abkoppeleigenschaften mehr. Demzufolge wird der besagte Momentimpuls als Kraftimpuls direkt in die Karosserie eingeleitet. Dieser Kraftimpuls wird dann als störender dumpfer Schlag im Fahrzeuginnenraum wahrgenommen. Hierbei braucht das Elastomerlager bzw. das Hydrolager nicht einmal durchschlagen, da die eigene dynamische Versteifung für dieses Phänomen ausreicht.
  • Aufgabe der Erfindung ist es, einen Antriebsstrang zu schaffen, bei welchem sich Gangwechsel für den Fahrzeuginsassen komfortabel darstellen.
  • Ein Vorteil der Erfindung ist der, dass Schaltschläge, wie sie ohne die Erfindung bei schnellen Gangwechseln auftreten können, wirkungsvoll von der Karosserie fern gehalten werden.
  • Der Stand der Technik geht von Schwingungserscheinungen aus. Die Erfindung geht hingegen von instationären Vorgängen aus. D.h. bei der Erfindung geht es um Vorgänge im transienten Bereich. Schwingungsphänomene sind im allgemeinen stationäre Zustände.
  • Die Erfindung geht von der Grundannahme aus, dass der Schaltschlag beim Gangwechsel mit Synchronringen speziell beim Ansynchronisieren und beim Durchschalten auftritt. Beim Gangwechsel mit Klauenkupplungen geht die Erfindung davon aus, dass der Schaltschlag zwangsläufig nur beim Aneinanderschlagen der Zahnflanken auftritt.
  • Bei einen Schaltschlag, der im Fahrzeuginnenraum wahrnehmbar ist, liegt kaum ein Drehmoment im Antriebstrang an, da die Anfahr- und Schaltkupplung geöffnet ist. Der Antriebsmotor ist somit abgekoppelt. Die Getriebeeingangswelle ist lediglich mit der Mitnehmerscheibe der Anfahr- und Schaltkupplung – d.h. der getriebeseitigen Kupplungshälfte – verbunden.
  • Damit sind die bestimmenden Größen des Momentengradienten:
    • – die Trägheitsmasse JGetriebe des Radsatzes des Getriebes,
    • – die Trägheitsmasse JMitnehmerscheibe der Mitnehmerscheibe und der Getriebeeingangswelle und
    • - die Winkelbeschleunigung
      Figure 00040001
      wobei
    • – Δn die Drehzahldifferenz ist, welche die Mitnehmerscheibe während des Gangwechsels durchläuft und
    • – Δt die Schaltzeit ist, die während des Gangwechsels verstreicht.
  • Dabei ist zu berücksichtigen, dass der Momentenimpuls infolge des Schaltschlages über das Übersetzungsverhältnis i des jeweils eingelegten Zielganges in den Antriebstrang eingeleitet wird. Demzufolge erfolgt die Auslegung des Bauteils Drehmasse in besonders vorteilhafter Weise auf den größten Überset zungssprung iSprungmax. Dieser liegt bei den meisten Getrieben zwischen dem ersten und dem zweiten Gang. Damit ist gewährleistet, dass selbst der maximal mögliche Schaltschlag vom Fahrzeuginnenraum ferngehalten wird.
  • Die dem Getriebe nachfolgenden Aggregate wirken an sich schon dämpfend auf die Weiterleitung des Impulses im Antriebsstrang ein. Jedoch wird diese Dämpfung erfindungsgemäß noch weiter verbessert. Es ist mit der Erfindung in vorteilhafter Weise auch möglich dem Umstand Rechnung zu tragen, dass die Aggregate aus Wirkungsgradgründen ständig hinsichtlich einer geringeren Reibung verbessert werden womit jedoch Impulse im Antriebsstrang nachteilhafterweise fast ungedämpft weitergeleitet werden. Somit ermöglicht die Erfindung in besonders vorteilhafter Weise die Verwendung leichter und reibungsarmer Aggregate ohne einen Komfortnachteil in Kauf zu nehmen. Als Beispiele seien hier die Verwendung von Leichtlaufkegelrollenlagern und Leichtlauföl im Hinterachsgetriebe genannt.
  • Um das auftretende Trägheitsmoment des Radsatzes und der Mitnehmerscheibe beim Synchronvorgang gegen den nachfolgenden Antriebstrang abstützen zu können, werden erfindungsgemäß die Trägheitsmassen des Anriebstrangs hinter dem Getriebe ebenso groß gehalten, so dass ein Gleichgewichtszustand hergestellt ist.
  • Allein mittels einer zusätzlichen Drehmasse unmittelbar hinter dem Getriebe würde eine verringerte Verdrehgeschwindigkeit am Hinterachsgetriebeausgang erreicht werden, ohne jedoch die gespeicherte kinetische Energie zu verringern, so dass das Schaltschlagproblem noch immer auftreten würde.
  • Die kinetische Energie wird erfindungsgemäß vernichtet, indem die getriebenachfolgende zusätzliche Drehmasse über eine Reibungskupplung mit der dem Getriebe nachfolgenden Antriebswelle verbunden ist und sich bei einem bestimmten Drehimpuls von der Haftreibung in die Gleitreibung begibt, so dass ein Teil der eingebrachten Energie aufgezehrt wird.
  • Dies hat die folgenden zwei Effekte. Zum einen rutscht die Drehmasse gedämpft durch, wenn die Antriebswelle beim Gangwechsel beschleunigt bzw. verzögert wird und zum anderen rutscht die Drehmasse gedämpft durch, nachdem sich die Zugflanke der Kegelritzel-Tellerrad-Verzahnung des Hinterachsgetriebes infolge der trägen Massen des Antriebsstrange an die Schubflanke der Kegelritzel-Tellerrad-Verzahnung angelegt hat bzw. umgekehrt. Dabei wird sozusagen zweimal Energie in Wärme über einen Reibvorgang umgewandelt. Der Schaltschlag wird dadurch erheblich reduziert.
  • Die Berechnung der notwendigen Massenträgheit der Drehmasse – d.h. die Dimensionierung des Bauteils Drehmasse – bestimmt sich nach dem Momentenimpuls, der infolge des Gangwechsels in den Antriebsstrang eingeleitet wird. Dieser Momentenimpuls ist beim Automatisierten Schaltgetriebe (ASG) definiert vorgegeben und beim Handschaltgetriebe abhängig von der Schaltgeschwindigkeit des Bedieners. Beim Handschaltgetriebe kann eine Dimensionierung des Bauteils Drehmasse erfindungsgemäß insbesondere nach der Schaltgeschwindigkeit eines durchschnittlich sportlichen Fahrers oder der maximal möglichen Schaltgeschwindigkeit erfolgen.
  • Da die Antriebswelle bzw. Gelenkwelle eine Torsionsfeder darstellt, die das nachfolgende Hinterachsgetriebe abkoppelt, steht dem besagten Momentenimpuls erfindungsgemäß eine Massenträgheit gegenüber, die sich aus der Massenträgheit der Gelenkwelle und der zusätzlichen Drehmasse zusammensetzt.
  • In vorteilhafter Weise verbessert die Erfindung den Geräuschkomfort im Fahrzeuginnenraum auch hinsichtlich des Momentenimpulses der beim Öffnen und Schließen der Anfahr- und Schaltkupplung in den Antriebsstrang eingeleitet wird. Dieser ist ebenfalls abhängig von der Einkuppelgeschwindigkeit. Durch die Erfindung kann der Antriebsstrang beim Einleiten des Ein-/Auskuppelschlages in den Antriebsstrang nicht in dem Maße frei schwingen, als wäre die Drehmasse ohne Reibungskupplung bzw. Rutschkupplung ausgeführt.
  • Desweiteren werden mit dem erfindungsgemäßen Antriebsstrang Rupferscheinungen besser gedämpft.
  • Weitere Vorteile der Erfindung gehen aus den weiteren Patentansprüchen, der Beschreibung und der Zeichnung vor.
    •
  • Die Erfindung ist nachfolgend anhand eines Ausführungsbeispiels in einer Zeichnung mit zwei Figuren und einer Beispielsberechnung näher erläutert.
  • Es zeigen:
  • 1 schematisch einen Teilbereich eines Antriebsstranges mit einer Antriebswelle und
  • 2 einen Teilbereich der Antriebswelle aus 1, wobei in diesem Teilbereich eine Drehmasse liegt.
  • 1 zeigt eine Antriebswelle eines Kraftfahrzeuges, die insbesondere als Gelenkwelle 1 bzw. als Kardanwelle ausgeführt sein kann. Eine solche Gelenkwelle 1 für ein Kraftfahrzeug ist in „Bohner Max, Fachkunde Kraftfahrzeugtechnik, ISBN 3-8085-2066-3, Verlag Europa-Lehrmittel, 1999, Seite 416" näher dargestellt. Die Gelenkwelle 1 findet Anwendung in einem Fahrzeug mit front-längs eingebauten Antriebsmotor 16 und Vorgelegeschaltgetriebe 17. Das Vorgelegeschaltgetriebe 17 weist in üblicher Weise
    • – eine Vorgelegewelle 26,
    • – auf dieser angeordnete Festräder 27a bis 27f, welche vier Vorwärtsgängen G1 bis G4, einem Rückwärtsgang R und einer Konstanten K zugeordnet sind,
    • – diesen Gängen G1 bis G4 und R zugeordnete Losräder 28a bis 28e, die auf einer Getriebeausgangswelle 2 angeordnet sind,
    • – ein der Konstanten K zugeordnetes Losrad 28f, welches auf einer Getriebeeingangswelle 29 angeordnet ist und
    • – einen dem fünften Gang G5 zugeordneten direkter Gang
    auf. Die sechs Losräder 28a bis 28f sind jeweils mittels Gangwechselkupplungen 30a bis 30d mit der Getriebeausgangswelle 2 bzw. im Fall der Konstanten K mit der Getriebeeingangswelle 29 drehfest verbindbar. Im Fall des direkten Ganges G5 ist die Getriebeeingangswelle 29 mittels der Gangschaltkupplung 30a mit der Getriebeausgangswelle 2 unmittelbar drehfest koppelbar.
  • Die Getriebeeingangswelle 29 des Vorgelegeschaltgetriebes 17 ist zum Anfahren und Schalten mittels einer Anfahr- und Schaltkupplung 18 von einer Kurbelwelle 19 des Antriebsmotors 16 trennbar und wieder mit dieser koppelbar. Diese Anfahr- und Schaltkupplung 18 weist eine primärseitige Kupplungshälfte 20 und einer sekundärseitige Kupplungshälfte auf, die als Mitnehmerscheibe 21 ausgeführt ist. Das Ausgangsmoment der Getriebeausgangswelle 2 des Vorgelegeschaltgetriebes 17 wird über die Gelenkwelle 1 in ein Hinterachsgetriebe 23 eingeleitet, welche das Antriebsmoment auf die beiden Antriebsräder 24, 25 der Hinterachse überträgt. Dabei ist die Gelenkwelle 1 mit einer Ritzelwelle 22 des Hinterachsgetriebes 23 drehfest verbunden.
  • Wie in 2 ersichtlich ist, ist die Gelenkwelle 1 fest mit einem koaxialen Aufnahmebundbuchse 3 verschweißt. Auf der dem Antriebsmotor 16 zugewandten Seite weist die Aufnahmebundbuchse 3 einen radialen Auskragungsbund 4 auf. Auf der anderen Seite weist die Aufnahmebundbuchse 4 ein Außengewinde 5 auf, auf welches eine koaxiale Einstellscheibe 6 mit einem Innengewinde 7 einer zentralen Bohrung aufgeschraubt ist. In dem axialen Zwischenraum zwischen dem Auskragungsbund 4 und der Einstellscheibe 6 sind eine Drehmasse 8 und eine Anpress scheibe 9 axial verspannt. Die Anpressscheibe 9 ist mittels eines Sicherungsringes 10 drehfest gegenüber der Gelenkwelle 1. Die Drehmasse 8 ist hingegen mittels einer koaxial auf der Aufnahmebundbuchse 4 gelagerten Gleitlagerbuchse 31 drehbar gegenüber der Gelenkwelle 1. Sowohl die Anpressscheibe 9 als auch die Drehmasse 8 sind zur Verwirklichung der axialen Verspannbarkeit in den Grenzen des besagten axialen Zwischenraumes relativ zur Gelenkwelle 1 axialverschieblich. Die Drehmasse 8 liegt axial auf deren in Fahrtrichtung vorne liegender Seite an einem fest mit dem Auskragungsbund 4 verstifteten Reibbelag 11 an. Auf deren hinten liegender Seite liegt die Drehmasse 8 an einer Reibungskupplung 12 mit axial verspannbarer Belagfeder 13 an, die drehfest mit der Anpressscheibe 9 verbunden ist.
  • Je mehr die Einstellscheibe 6 gegen die Federkraft der Belagfeder 13 nach vorne geschraubt wird, desto größer ist das Losbrechmoment, das notwendig wird, um die Haftreibung an den beiden Reibflächen 14 und 15 zwischen
    • – Drehmasse 8 und Reibbelag 11 und
    • – Drehmasse 8 und Reibungskupplung 12
    aufzuheben.
  • Die Drehmasse 8 und die Getriebeausgangswelle 1 sind von deren Massenträgheit derart ausgelegt, dass sie im Gleichgewicht zu einem Momentenimpuls bzw. Drall stehen, der bei einem Gangwechsel vom ersten Getriebegang mit einer Übersetzung von i1.Gang = 5,0 in einen zweiten Getriebegang mit einer Übersetzung von i2.Gang = 2,83 in einer Schaltzeit Δt = 0,1 Sekunde in die Gelenkwelle 1 eingeleitet wird.
  • Aus dem Drallsatz berechnet sich der Momentenimpuls M aus: M = Winkelbeschleunigung φ ..·(JGetriebe + JMitnehmerscheibe)
  • In die Winkelbeschleunigung φ .. geht neben der Schaltzeit Δt, in der ein Gangwechsel durchgeführt wird, indem die Gang schaltkupplung 30c vom Losrad 28d auf das Losrad 28c verschoben wird, zusätzlich die Drehzahldifferenz Δn ein, welche
    • – die Vorgelegewelle 26 mit den Festrädern 27a bis 27f,
    • – die jeweils beteiligten Zahnradpaarungen,
    • – und die Mitnehmerscheibe 21 bzw. die Getriebeeingangswelle 29
    durchlaufen.
  • Die Drehzahldifferenz Δn in dieser Schaltzeit Δt berechnet sich dabei aus der Drehzahl nGang1 der Mitnehmerscheibe 21 vor dem Gangwechsel und deren Drehzahl nGang2 nach dem Gangwechsel bzw. der Drehzahl nGelenkwelle der Gelenkwelle 1 und den besagten Übersetzungen i1.Gang und i2.Gang: Δn = nGang1 – nGang2 Δn = (i1.Gang – i2.Gang)·nGelenkwelle
  • Wenn beispielsweise bei einer Geschwindigkeit von 50km/h im ersten Gang die Gelenkwelle 1 eine Gelenkwellendrehzahl von 1200 RPM aufweist, bedeutete dies, daß bei einer Schaltung in den zweiten Gang eine Drehzahldifferenz Δn von Δn = (5,0 – 2,83)·1200 RPM = 2604 RPMan der Mitnehmerscheibe 21 auftritt. Dies entspricht in [rad/s]: Δn = 43, 4 s–1·2π = 272 rad/s
  • Damit ergibt sich auf die besagte Schaltzeit Δt = 0,1s eine Winkelbeschleunigung φ .. von:
    Figure 00100001
  • Diese Winkelbeschleunigung φ .. = 2720 rad/s2 ergibt bei einer beispielhaften Massenträgheit des Getriebes JGetriebe und der Mitnehmerscheibe JMitnehmerscheibe von zusammen: JGetriebe + JMitnehmerscheibe = 0,011 kgm2 einen Momentenimpuls M von M = JGetriebe + JMitnehmerscheibe·φ .. = 0,011 kgm2·2720 rad/S2 = 29,9 Nm
  • Dieser Momentenimpuls M von 29,9 Nm wird bei einer Schaltung vom ersten Gang G1 in den zweiten Gang G2 in den nachfolgenden Antriebsstrang geleitet. Bei einem Antriebsstrang ohne erfindungsgemäße zusätzliche Drehmasse würde dem Momentenimpuls von 29,9 Nm lediglich die Drehmasse der halben Gelenkwelle entgegenstehen.
  • Der Gangsprung iSprung vom 1. Gang zum 2. Gang berechnet sich aus iSprung = i1.Gang – i2.Gang = 5,0 – 2,83 = 2,17
  • Somit berechnet sich ein ideales Massenträgheitsmoment JGetriebeausgang der Drehmasse 8 von JGetriebeausgang = (JGetriebe + JMitnehmerscheibe)·iSprung 2 = JGetriebeausgang = 0,011kgm2·2,172 = 0,052 kgm2
  • Das Losbrechmoment an der Reibschlusseinrichtung ist einstellbar. Bei einem definierten Losbrechmoment rutscht die reibschlüssige Verbindung zwischen der Gelenkwelle 1 und der Drehmasse 8 durch.
  • Der genaue Funktionsablauf der zuvor beschriebenen Einrichtung stellt sich folgendermaßen dar: Wenn der Drehmomentenimpuls bzw. Drall an der Gelenkwelle 1 ankommt, steigt die Drehzahl sprungartig an und nimmt die Drehmasse 8 mit. Die Drehmasse 8 wird aber nur so stark beschleunigt, wie die Di mensionierung des Losbrechmomentes dies zulässt. Das heißt, die Drehmasse 8 nimmt einen Teil des Dralls auf und liefert ein Reaktionsmoment auf die Gelenkwelle 1, so dass nur ein abgeschwächter Drehimpuls in die Hinterachse weitergeleitet wird.
  • In einer alternativen Ausgestaltung der Erfindung kann die zusätzliche Drehmasse auch unmittelbar mit der Getriebeausgangswelle verbunden sein. Dabei kann die Drehmasse sowohl innerhalb als auch außerhalb des Getriebegehäuses angeordnet sein.
  • Das Vorgelegeschaltgetriebe kann sowohl als manuelles Schaltgetriebe als auch als automatisiertes Schaltgetriebe ausgeführt sein. Eine Sonderform des automatisierten Schaltgetriebes bildet dabei das Doppelkupplungsgetriebe.
  • Die Gangwechselkupplungen können sowohl als Synchronringe, als auch als Klauenkupplungen ausgeführt sein. Insbesondere bietet sich die Kombination eines automatisierten Schaltgetriebes mit Klauenkupplungen an. Die erfindungsgemäße Einrichtung zur Verhinderung eines Schaltschlages ermöglicht dabei die Verwendung einer besonders schnell schaltenden Schaltwalze.
  • Die Drehmasse muss kein rotationssymmetrischer Körper sein. Es sind beliebige andere Körper denkbar. Diese Körper können gleichmäßig am Umfang der Antriebswelle verteilt sein, um Unwuchten infolge exzentrischer Massenverteilungen zu verhindern. Beispielsweise sind zwei diametral zueinander angeordnete Massen denkbar.
  • Da der Radius bzw. Hebel in die Massenträgheit eines Körpers eingeht, ist auch eine variable Massenträgheit für die Drehmasse denkbar. Beispielsweise können zwei diametral zueinander angeordnete Fliegewichte ähnlich einer Fliehkraftre geleinrichtung von deren radialem Abstand zur Antriebswelle veränderlich ausgestaltet sein.
  • Bei den beschriebenen Ausführungsformen handelt es sich nur um beispielhafte Ausgestaltungen. Eine Kombination der beschriebenen Merkmale für unterschiedliche Ausführungsformen ist ebenfalls möglich. weitere, insbesondere nicht beschriebene Merkmale der zur Erfindung gehörenden Vorrichtungsteile, sind den in den Zeichnungen dargestellten Geometrien der Vorrichtungsteile zu entnehmen.

Claims (15)

  1. Kraftfahrzeugantriebsstrang, bei welchen von einem Antriebsmotor (16) ein Antriebsmoment einander nachfolgend auf – ein Getriebe (17), – eine Antriebswelle (1) und – ein Achsgetriebe (23) übertragen wird, wobei die Antriebswelle (1) derart reibschlüssig mit einer trägen Drehmasse (8) verbunden ist, dass sich die Drehmasse (8) bei einem definierten Losbrechmoment gegenüber der Antriebswelle (1) verdreht, dadurch gekennzeichnet, dass sowohl die Drehmasse (8) als auch das Losbrechmoment auf den Schaltschlag infolge eines Gangwechsels ausgelegt sind.
  2. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach Patentanspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (1) drehelastisch ausgeführt ist.
  3. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehmasse (8) rotationssymmetrisch ist.
  4. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehmasse (8) gegenüber der Antriebswelle (1) bleibend verdrehbar ist.
  5. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen der Antriebswelle (1) und der Drehmasse (8) einer Reibschlusseinrichtung angeordnet ist, welche das besagte Losbrechmoment sicherstellt.
  6. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach Patentanspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Reibschlusseinrichtung mittels eines Kraftspeichers (13) vorgespannt ist.
  7. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach Patentanspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass eine Vorspannung des Kraftspeichers (13) einstellbar ist.
  8. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehmasse (8) mittels einer Lagerbuchse (3) gegenüber der Antriebswelle (1) gelagert ist.
  9. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehmasse (8) axial verspannt ist.
  10. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass beidseitig der Drehmasse (8) Reibflächen (14, 15) vorgesehen sind.
  11. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehmasse (8) auf den Gangwechsel zwei unmittelbar aufeinander folgendender Gänge mit dem größten Übersetzungssprung iSprungmax ausgelegt ist.
  12. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Losbrechmoment auf den Gangwechsel zwei unmittelbar aufeinander folgendender Gänge mit dem größten Übersetzungssprung iSprungmax ausgelegt ist.
  13. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehmasse (8) auf einen überdurchschnittlich schnellen Gangwechsel ausgelegt ist.
  14. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Losbrechmoment auf einen überdurchschnittlich schnellen Gangwechsel ausgelegt ist.
  15. Kraftfahrzeugantriebsstrang nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Getriebe ein automatisiertes Vorgelegegetriebe ist und die Drehmasse (8) und das Losbrechmoment auf den von einer Getriebesteuerung des Vorgelegegetriebe vorgegebenen Gangwechsel ausgelegt sind.
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