Die Erfindung betrifft eine in zwei Schwungscheibenteile
aufgeteilte Schwungscheibe mit einem von der Antriebswelle
einer Brennkraftmaschine antreibbaren Primärteil, welches
unter Zwischenschaltung drehelastischer und/oder schwingungsdämpfender
Elemente das Drehmoment auf ein Sekundärteil
überträgt, auf welchem eine eine Kupplungsscheibe mit einem
Getriebe koppelnde und entkoppelnde Reibungskupplung
befestigbar ist.
Für Kraftfahrzeuge werden üblicherweise kraftschlüssig
wirkende Reibungskupplungen als Einscheibenkupplungen
benutzt. Dabei sitzt auf einer genuteten Getriebewelle eine
axial längsverschiebbare Scheibe mit beidseitig ringförmigen
Reibbelägen, die durch Druckfedern über eine Druckplatte
gegen die Motorschwungscheibe gepreßt wird, so daß die
Reibung das Drehmoment des Motors überträgt. Die Funktionsweise
von Verbrennungsmotoren hat auch zur Folge, daß ein
über der Zeit schwellendes Drehmoment bzw. bei Leerlauf ein
wechselndes Drehmoment erzeugt wird. Diese Schwell- bzw.
Wechselmomente müssen zusätzlich zum Antriebsmoment beim
Kraftfahrzeug über Motor- und Fahrwerklager gedämpft werden.
Eine möglichst weiche Aufhängung, die nur im Resonanzbereich
gedämpft ist und die nur geringe Kräfte an den Aufbau bzw.
an die Lager überträgt, wäre die akustisch ideale Lösung.
Hierfür ist jedoch im Kraftfahrzeug für die daraus entstehende
Motorbewegung in der Regel nicht beliebig ausreichend
Platz zur Verfügung, zum anderen wirkt sich auch
eine zu weiche Aufhängung bzw. eine hochelastische Kupplung
negativ auf das Fahrverhalten des Kraftfahrzeugs aus.
Ruckelschwingungen bei Laständerungen (Bonanza-Effekt) und
Aufzieheffekte werden nämlich durch weiche Auflagereinheiten
und hochelastische Kupplungen verstärkt hervorgerufen, wenn
nicht insbesondere die großen Schwingungsausschläge der
Momente bei niedrigen Frequenzen gedämpft werden.
Drehelastische, schwingungsdämpfende Kupplungen sind nun in
verschiedenen Ausführungen bekannt. Beispielsweise werden in
Kraftfahrzeugantriebseinheiten in den Längswellen elastische
Kupplungen aus Gummi-Werkstoffen verwendet, die jedoch den
Nachteil zunehmender Verhärtung bei hohen Frequenzen haben,
siehe beispielsweise DE-OS 33 26 620 oder DE-OS 33 17 316.
Des weiteren ist es auch bei Gummikupplungen als nachteilig
anzusehen, daß sie auf Dauer Temperaturen über 100°C nicht
gewachsen und auch nicht ohne weiteres mit Schmierstoffen
und ähnlichem verträglich sind.
In elastischen Schalt- und Überbrückungskupplungen von
Kraftfahrzeuggetrieben werden daher wegen der hohen, dort
herrschenden Temperaturen Federn aus Stahl eingesetzt, siehe
beispielsweise DE-OS 33 31 183. Eine für große Schwingungsausschläge
notwendige Dämpfung wird zum Beispiel durch axial
federbelastete Reibbeläge verwirklicht. Diese Reibungsdämpfung
(Coulombsche Reibung) hat den Nachteil, daß sie
ohne zusätzliche Maßnahmen unabhängig von Frequenz und Größe
des Schwingungsausschlags immer ein gleichgroßes Dämpfmoment
abgibt, das im Umkehrpunkt einer Schwingung sogar wegen
kurzzeitigen Haftens einen höheren Wert annimmt. Dieser
Effekt wirkt sich besonders negativ bei sogenannten Getrieberasseln
aus. Daher wurden bereits drehelastische, schwingungsdämpfende
Kupplungen (EP-OS 01 31 881) vorgeschlagen,
bei denen die Drehmomentübertragung vom Primärteil auf den
Sekundärteil durch ein scheibenartiges Kuppelteil erfolgt.
Dieses ist auf einer Seite mit kranzartig angeordneten, sich
axial erstreckenden Vorsprüngen und Vertiefungen mit in
Umfangsrichtung gegeneinander geneigten Seitenflächen
versehen, mit denen es nach Art von Planverzahnungen in
ebensolche Vorsprünge und Vertiefungen des scheibenartigen
Sekundärteiles eingreift. Hierbei sind seitlich des Kuppelteils
Federelemente angeordnet, und die Kupplung ist mit
Dämpfungsöl gefüllt, das unter der Wirkung der sich axial
verschiebenden Kupplungsscheiben durch vorgesehene Drosseleinrichtungen
von einer Seite der Scheiben auf die andere
gepreßt wird. Das Primärteil ist dabei fest mit der Antriebseite
verbunden, während die ringartige Kupplungsscheibe
drehfest und axial verschiebbar mit dem Primärteil
verbunden ist und über die Verzahnung das Sekundärteil
mitnimmt.
Ein weiteres Beispiel einer bekannten elastischen Kupplung
mit einer Vielzahl lamellenartiger Innen- und Außenscheiben,
die Ausschnitte aufweisen, in denen elastische Kupplungselemente
in Gestalt von Schraubendruckfedern angeordnet
sind, ist in der DE-OS 33 22 374 beschrieben. Auch hier sind
die drehelastischen Elemente in dem Bereich der Reiblamelle
eingebaut, wodurch keine optimale Dämpfung erzielt werden
kann.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die einander
entgegenstehenden Forderungen nach ausreichend großer
Dämpfung bei niedrigen Frequenzen und nach bestmöglicher
Abkoppelung von Schwingungen höherer Frequenzen möglichst
weitgehend zu erfüllen, um so zur Verbesserung des Fahrkomforts
und Verhinderung von Überbeanspruchung bei Kraftfahrzeugen
beizutragen.
Die Erfindung löst die gestellte Aufgabe durch eine drehelastische,
schwingungsdämpfende Schwungscheibe der eingangs
beschriebenen Art mit den Merkmalen, daß
- a) eines der Schwungscheibenteile umschließt gehäuseartig
ein scheibenförmiges Teil des anderen
Schwungscheibenteils,
- b) das gehäuseartige Schwungscheibenteil ist auf dem
anderen über eine Tragschulter verdrehbar gelagert
und bildet gemeinsam mit einem an diesem
Schwungscheibenteil dichtend befestigten Deckel
unmittelbar einen mit einem viskosen Medium
zumindest teilweise befüllten und abgedichteten
Innenraum, wobei zwischen Deckel und dem anderen
Schwungscheibenteil ein Dichtungsring vorgesehen
ist,
- c) das scheibenförmige Teil des einen Schwungscheibenteils
ist mit Aussparungen versehen, die
zusammen mit korrespondierenden Aufnahmen des
anderen Schwungscheibenteils am Außenumfang
angeordnete Kammern bilden, in denen sowohl das
viskose Medium enthalten als auch unfangsgerichtete,
drehelastische Elemente angeordnet und
abgestützt sind,
- d) die Aussparungen, die Federn und die Aufnahmen
sind radial außerhalb des Außendurchmessers der
Reibringe der Reibungskupplung vorgesehen.
Gedämpfte Schwungscheiben sind zwar beispielsweise durch die
DE-OS 34 10 953 und DE-PS 29 31 423 bekanntgeworden, jedoch
haben diese gegenüber einer erfindungsgemäß ausgebildeten
Schwungscheibe wesentliche Nachteile. So sind beispielsweise
die zwischen den Schwungscheibenteilen wirksamen Kraftspeicher
auf einem verhältnismäßig geringen Durchmesser
angeordnet, so daß diese, um ein definiertes Moment übertragen
zu können, aus einem im Durchmesser verhältnismäßig
dickem Draht hergestellt werden müssen, wodurch der mögliche
Verdrehwinkel zwischen den Schwungscheibenteilen auf einen
verhältnismäßig kleinen Wert begrenzt wird. Weiterhin ist
die Einsatzmöglichkeit der bekannten Schwungscheiben begrenzt,
da sie bei schnelldrehenden Motoren aufgrund der
zwischen den unter Fliehkraft stehenden Federn und den diese
abstützenden Bauteilen vorhandenen hohen Reibung, welche
einen schnellen Verschleiß der Bauteile verursacht, nur
bedingt einsetzbar sind.
Besonders vorteilhaft kann es bei einer Schwungscheibe gemäß
der Erfindung sein, wenn wenigstens eine Kammer unter
Ausbilden wenigstens einer Drosselstelle zwischen den
Schwungscheibenteilen vorgesehen ist, die bei einer Relativverdrehung
der Schwungscheibenteile im Volumen veränderbar
ist, wobei das in der Kammer vorhandene viskose Medium durch
die Drosselstelle gepreßt und somit eine hydrodynamische
Dämpfung erzeugt wird.
Weiterhin kann es zweckmäßig sein, wenn zwischen Stirnflächen
und äußeren Umfangsflächen vorgesehene Spalte
vorhanden sind, die wenigstens teilweise mit dem viskosen
Medium befüllt sind, wodurch bei der Relativverdrehung der
Schwungscheibenteile zwischen diesen eine auf Scherwirkung
beruhende Dämpfung erzeugt wird.
Mit der Erfindung wird eine Schwungscheibe vorgeschlagen,
bei der die Drehelastizität durch umfangsgerichtet angeordnete
Federn verwirklicht wird, wobei durch die erfindungsgemäße
Anordnung der Federn mit großem Abstand zur Drehachse
von Primärteil und Sekundärteil durch den dort zur Verfügung
stehenden größeren Raum eine sehr hohe Drehelastizität auf
einfache Weise realisiert werden kann.
Des weiteren wird gemäß der Erfindung durch die Ausgestaltung
von Primärteil und Sekundärteil eine Abkopplung der vom
Motor erzeugten Schwell- und Wechselmomente von der Getriebeseite
verwirklicht, die zu einer wesentlich verringerten
Belastung der Getriebeseite führt. Hierbei werden für die
frequenz- bzw. amplitudenabhängige Dämpfung zwei verschiedene
Lösungswege vorgeschlagen, nämlich zum einen eine
Dämpfung mittels viskoser Flüssigkeiten in den Spalten
zwischen Primär- und Sekundärteil und zum anderen eine
hydrodynamische Dämpfung (Turbulenzdämpfung) nach dem
Prinzip üblicher Schwingungs- oder Stoßdämpfer.
Für den Aufbau und die Funktion der Schwungscheibe kann es
vorteilhaft sein, wenn die Aussparungen bzw. Ausnehmungen im
scheibenförmigen Teil radial nach außen offen sind. Weiterhin
kann der Aufbau der Schwungscheibe dadurch vereinfacht
werden, daß das das Gehäuse bildende Schwungscheibenteil den
Anlasserzahnkranz trägt.
Für die Wirkungsweise der Schwungscheibe kann es von Vorteil
sein, wenn die Kammer durch zwischen die Enden des drehelastischen
Elementes und die Anlageflächen der Schwungscheibenteile
vorgesehene Abdeckplatten gegebenenfalls unter
Anordnung einer Drosselöffnung abgedichtet ist.
Die Kammern können in vorteilhafter Weise am Außenumfang des
scheibenartigen Bauteils vorgesehen und durch nach außen hin
offene Ausnehmungen desselben sowie durch die gegenüberliegenden,
im anderen Bauteil vorgesehenen Ausnehmungen
gebildet sein.
Die erfindungsgemäße Schwungscheibe dient bevorzugt zum
Einbau zwischen einem Kurbelwellenende und der Schaltkupplung
für Kraftfahrzeuge. Hierbei wird der scheibenförmige
Primärteil der Schwungscheibe fest mit der Kurbelwelle
verbunden, beispielsweise verschraubt, d. h. drehfest und
axial unverschieblich. Der Sekundärteil der Schwungscheibe,
der das Primärteil gehäuseartig umfaßt, besteht im wesentlichen
aus einem Außenteil und einem Deckel, wobei nach
Einführen des Primärteils der Deckel abschließend befestigt
wird. Primärteil und Sekundärteile sind konstruktiv so
aufeinander abzustimmen, daß das sich auf dem Primärteil
abstützende Sekundärteil unter Zwischenschaltung von
Abdichtungen verdrehbar, jedoch axial unverschieblich
gelagert ist. Das Primärteil und die Sekundärteile der
Schwungscheibe haben Aussparungen, die zusammenwirkend am
Außenumfang des Primärteils Kammern ergeben, in die
umfangsgerichtet Schraubenfedern eingelegt sind. In einer
vorzugsweisen Ausführung der Erfindung sind mindestens drei
Kammern annähernd gleichmäßig verteilt über den Umfang des
Primärteils ausgebildet, wobei zur Steuerung der Relativbewegung
zwischen Primärteil und Sekundärteil Schraubenfedern
mit voneinander verschiedener Federkennlinie und/oder
Kammern unterschiedlicher Länge vorgesehen sind. Die
Schraubenfedern liegen auf einer Seite am Primärteil an und
auf der anderen Seite an den Sekundärteilen, so daß Schwankungen
des Drehmoments zwischen Primärteil und Sekundärteil
zunächst entsprechend den Schraubenfedern zu Relativdrehbewegungen
zwischen Primärteil und Sekundärteil führen. Um
unterschiedliche Federkennlinien, d. h. unterschiedliche
Ansprechwerte und entsprechende Relativdrehbewegungen, zu
erzeugen, sind bevorzugt verschieden große Kammern vorgesehen.
Hierdurch wird ermöglicht, daß bei Belastung nicht
alle eingebauten Federn gleichzeitig belastet werden, um auf
diese Weise eine gestuft-progressive Kennlinie zu erhalten,
die ebenfalls bereichsweise optimal abgestimmt werden kann.
Es kann auch eine Kammer so groß gewählt werden, daß
beispielsweise zwei Federn hintereinander angeordnet sind,
die lose eingelegt werden, jedoch mit einem keilförmigen
Zwischenstück, so daß die Achse der Schraubenfedern jeweils
senkrecht am Radius anliegt. Die Schraubenfedern werden
jeweils lose in die Kammern eingelegt und stützen sich dann
an den Kupplungsteilen ab. Während die Schraubenfedern aus
Stahl sind, können die Zwischenstücke oder Keile beispielsweise
aus einem geeigneten Kunststoff hergestellt sein.
Für das bevorzugte Anwendungsgebiet der erfindungsgemäßen
Schwungscheibe im Kraftfahrzeugbau genügen Federn, deren
Federraten zwischen 10 und 300 N/mm liegen und die zu
Verdrehfedersteifigkeiten von 1 bis 50 Nm je Grad Verdrehwinkel
führen.
Bei einer Federzahl von mindestens drei pro Schwungscheibe
wird die Windungszahl je Feder in der Regel zwischen 3 bis
10 liegen, der mittlere Windungsdurchmesser entsprechend der
Bauart der Schwungscheibe zwischen etwa 15 bis 25 mm bei
einer Drahtdicke des Federdrahtes von etwa 1,5 bis 5 mm, je
nach Steifigkeit und Länge der Feder. Eine solche erfindungsgemäß
ausgerüstete Schwungscheibe eignet sich für
Kraftfahrzeuge mit einem Nennmoment von insbesondere bis
etwa 300 Nm. Für außerhalb dieses Bereiches liegende
Nennmomente und Anwendungen sind die Abmessungen gemäß der
erfindungsgemäßen Lehre entsprechend anzupassen.
Die Frequenz der Drehmomentschwankung ist der aktuellen
Drehfrequenz des Motors zugeordnet und bestimmt als Anregung
die Schwingfrequenz des Systems. Erfindungsgemäß wird die
Amplitude beispielsweise mittels viskoser Flüssigkeiten gedämpft,
indem durch geeignete Maßnahmen zwischen Primärteil
und Sekundärteilen der definierte Spalte eingestellt
werden, die mit Flüssigkeit großer Viskosität, wie z. B.
Silikonöl, gefüllt sind. Die Schwankungen des Drehmoments
zwischen Primär- und Sekundärteil führen, bestimmt durch die
Schraubenfedern, zu Relativdrehbewegungen zwischen Primärteil
und Sekundärteil. Durch diese Relativdrehungen werden
in dem Flüssigkeitsfilm im Spaltraum Schubspannungen erzeugt,
die wiederum ein Dämpfmoment hervorrufen. Die Größe
dieses Dämpfmoments hängt von der Geschwindigkeit der Verdrehung
ab und steigt von Null ab stetig mit der Differenzgeschwindigkeit
an bis zu einer bestimmten Geschwindigkeit,
bestimmt durch das strukturviskose Verhalten der Dämpfflüssigkeit,
von der ab das Dämpfmoment nicht mehr zunimmt. Das
bedeutet, daß bei hohen Amplituden im Spitzenbereich ein
konstantes Dämpfmoment in Abhängigkeit von dem strukturviskosen
Verhalten der Dämpfflüssigkeit erhalten wird.
Erfindungsgemäß kann der Abstand der Spalte zwischen Primärteil
und Sekundärteilen durch in dem Primärteil angeordnete
und an den Stirnflächen der Sekundärteile anliegende Distanzkissen
fixiert werden.
Die Dämpfcharakteristik kann nach den Newtonschen Schubspannungsgesetz
τ = Schubspannung
η = dynamische Viskosität
= Geschwindigkeitsgefälle im Spalt
bestimmt werden.
Durch Verwendung von Dämpfflüssigkeiten unterschiedlicher
Viskositäten kann die Grundcharakteristik einer vorliegenden
Geometrie in weitem Bereich variiert werden. Das Geschwindigkeitsgefälle
im Dämpfspalt wird durch die
Differenzgeschwindigkeit der Übertragungsflächen und durch
den Abstand derselben bestimmt; das sind im Falle der Erfindung
die einander zugewandten Stirn- und Mantelflächen von
Primärteil und Sekundärteilen sowie deren Spaltabstand zueinander.
Hieraus kann in weiterer Ausbildung der Erfindung
eine Variante abgeleitet werden, indem nämlich erfindungsgemäß
die einander gegenüberliegenden Stirn- und Mantelflächen
des Primärteils und der Sekundärteile so gestaltet werden,
daß die Spaltweite sich, abhängig vom Verdrehwinkel, verändert.
Beispielsweise ist erfindungsgemäß vorgesehen, daß die
einander gegenüberliegenden Stirn- und Mantelflächen von
Primärteil und Sekundärteil in der Weise profiliert sind,
daß durch Verdrehen von Primärteil zu Sekundärteilen zueinander
die Spaltweite sich verändert. Nach einer bevorzugten
Ausführung sind die Stirnflächen von Primärteil und Sekundärteilen
mit voneinander verschiedenen Profilen ausgebildet.
So können die Stirnflächen etwa mit axial sich erstreckenden
Vorsprüngen und Vertiefungen ausgebildet sein, wobei
die Teilung (Breite eines Vorsprunges plus Breite einer Vertiefung)
an den einander zugeordneten Stellen der Stirnflächen
von Primärteil und Sekundärteilen jeweils gleich und
die Breite der Vertiefung stets größer als die Breite der
Vorsprünge ist.
Bei Drehschwingungen kleiner Amplitude, z. B. im Leerlauf
die für Geräusche, etwa Getrieberasseln, verantwortlich
sind, wurden erfindungsgemäß die Spalte groß, das Dämpfmoment
klein gewählt. Bei Drehschwingungen großer Amplitude,
d. h. mit großen Ausschlägen, etwa Anfahrstöße, verdrehen
sich Primär- und Sekundärteile soweit gegeneinander, daß die
Spalte sich stark verengen und damit das Dämpfmoment groß
wird.
Die Veränderung der Spaltweiten bei der Verdrehbewegung zwischen
Primärteil und Sekundärteilen werden insbesondere
durch axiale Vertiefungen in denen sich gegenüberliegenden
Wirkflächen von Primärteil und Sekundärteilen verwirklicht.
Die geforderte hohe Dämpfung bei großen Laständerungen wird
erfindungsgemäß durch die sich mit wachsender Verdrehung
zwischen Primärteil und Sekundärteilen verengenden Spalte
gewährleistet. Damit wird ein Aufschaukeln des ganzen Fahrzeuges,
wie z. B. bei einer akustisch günstigen, weichen Verdrehcharakteristik
verhindert.
Die erfindungsgemäße Schwungscheibe kann alternativ mit einer hydrodynamischen
Dämpfung (Turbulenzdämpfung) ausgestattet
sein, wobei auch hier der Primärteil über die umfangsgerichtet
angeordneten Schraubenfedern des Drehmoment auf den Sekundärteil
überträgt. Die hydrodynamische Dämpfung wird erfindungsgemäß
dadurch realisiert, daß die durch die Aussparungen
für die Schraubenfedern gebildeten Kammern zwischen
Primärteil und Sekundärteilen durch radial angeordnete Abdeckplatten,
an denen die Enden der Schraubenfedern anliegen,
abgedichtet werden. Wird nun die Kupplung belastet, so
verdrehen sich Primärteil und Sekundärteile gegeneinander,
wodurch sich die Volumina der Kammern, in denen sich die
Schraubenfedern befinden, verändern. Die auf diese Weise
entstehende Druckdifferenz wird zur Dämpfung benutzt, indem
die Abdeckplatten und/oder Primärteil und/oder Sekundärteilen
mit Drosselkanälen, etwa Bohrungen oder ähnlichem, versehen
werden.
Wird die Schwungscheibe, d. h. die Spalte und Kammern zwischen Primärteil
und Sekundärteilen, definiert so mit einer vorzugsweisen
niedrigviskosen Flüssigkeit befüllt, daß die Kammern
noch Luft enthalten, so kann das verbleibende Luftvolumen,
das sich durch die Wirkung der Fliehbeschleunigung auf der
radial nach innen gerichteten Seite der Kammern befindet,
zur Abkopplung von Schwingungen kleiner Amplitude benutzt
werden. Erst wenn die Amplituden der Schwingungen größere
Werte annehmen, wird durch die entsprechend größere Verdrehbewegung
das Volumen der Kammer so verkleinert, daß nun die
Dämpfflüssigkeit, z. B. ein ATF-Öl, durch die in entsprechender
Lage vorgesehenen Drosselkanäle gepreßt wird. Das verdrängte
Volumen wird in den jeweils benachbarten, sich durch
die Verdrehung in gleichem Maße vergrößernden Kammern aufgenommen.
Auf diese Weise kann das Dämpfmoment durch Größe und
Lage der Drosselkanäle und durch den Befüllungsgrad in seiner
Größe und Charakteristik variiert werden. Voraussetzung
für die Erfindung mit Anwendung der hydraulischen Dämpfung
ist, daß die Kammern bei maximalem Volumen nur teilweise mit
Flüssigkeit befüllt sind.
Die erfindungsgemäße Schwungscheibe zeichnet sich besonders auch
dadurch aus, daß bei Leerlaufschwingungen der starr an die
Kurbelwelle gekoppelte Anteil der Masse vergleichsweise gering
ist. Somit steht zur Tilgung der Drehschwingungen mehr
Masse zur Verfügung als bei herkömmlichen Bauarten.
Weil diese Tilgermasse aber noch durch die Schaltkupplung
vom Getriebe getrennt ist, muß sie bei Schaltvorgängen nicht
mitsynchronisiert werden. In den Fig. 9a, b der Zeichnung
ist das Prinzip des schwingungsisolierenden Verhaltens der
Schwungscheibe herkömmlicher Bauart und gemäß der Erfindung dargestellt.
Mit der Erfindung wird so ein außerordentlich günstiger
und wirkungsvoller Abkopplungseffekt der vom Motor
herrührenden Schwingungen erzielt.
Die Erfindung wird in der Zeichnung beispielhaft erläutert.
Es zeigt
Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine Kupplung bzw.
Schwungscheibe,
Fig. 2 eine perspektivische Ansicht mit Teilschnitt
der Kupplung mit umfangsgerichtet
angeordneter Feder,
Fig. 3 die Kupplung nach Fig. 2 mit hydrodynamischer
Dämpfung (Turbulenzdämpfung),
Fig. 4 Draufsicht auf das Primärteil der Kupplung,
Fig. 5 und 6 ausschnittsweise die konstruktive Gestaltung
der Kupplung zur Spaltveränderung
mit verschiedenen Funktionsstellungen,
Fig. 7 und 8 Prinzipskizzen der hydrodynamischen Dämpfung
der Kupplung in verschiedenen Funktionen,
Fig. 9a, b das prinzipielle schwingungsisolierende
Verhalten der Kupplungen nach dem Stand
der Technik einerseits und nach der Erfindung
andererseits.
In Fig. 1 ist im Längsschnitt ein Ausführungsbeisiel einer
erfindungsgemäßen Kupplung mit einer Schaltkupplung für ein
Kraftfahrzeug dargestellt. Der scheibenförmige Primärteil 10
der Kupplung 1 ist fest mit der nicht näher dargestellten
Kurbelwelle 3 des Motors verbunden, beispielsweise verschraubt.
Das derart gebildete System dreht um die Achse 2.
Das Primärteil 10 wird von dem aus Außenteil 26 und Deckel
27 gebildeten Sekundärteil gehäuseartig umschlossen, wobei
zwischen den Sekundärteilen 26, 27 und den radialen Stirnflächen
des Primärteils 10 die Spalte 12, 13 und 30 gebildet
sind. Die Spaltweite wird hierbei definiert festgelegt, beispielsweise
durch im Primärteil 10 angeordnete Distanzkissen
15, etwa aus Kunststoff, die an den Innenflächen der Sekundärteile
26, 27 anliegen und damit die Spaltweite definieren.
Der Deckel 27 ist z. B. mittels Schrauben 22 an dem Außenteil
26 befestigt. Hierbei wird die Berührungsfläche 14
zwischen Deckel 27 und Primärteil 10 dichtend zusammengepreßt.
Das Sekundärteil ist abgedichtet verdrehbar auf dem
Primärteil 10 gelagert. Hierzu ist das Primärteil 10 mit
einer Schulter 17 und einem Kragen 19 ausgebildet; im Kragen
19 ist eine Aufnahmenut für den Dichtungsring 21 vorgesehen.
Es ist auch eine andere konstruktive Gestaltung von Primärteil
und Sekundärteil in diesem Bereich möglich, sofern im
Bereich der axialen Stirnflächen des Primärteils definierte
Spalte und Wirkflächen ausgebildet sind und das Sekundärteil
gegenüber dem Primärteil 10 verdrehbar abgedichtet gelagert
ist. Das Außenteil 26 des Sekundärteils ist mit der Gegenplatte
20 der schaltbaren Reibkupplung mittels Schrauben
oder Bolzen 23, ggf. unter Benutzung tangential angeordneter
Blechlaschen 24, die Bestandteile der serienmäßigen Schaltkupplung
sind, fest verbunden. In der Gegenplatte 20 ist die
Reiblamelle 44, die fest mit der Nabe 45 verbunden ist und
die an ihren äußeren Umfang die Reibbeläge 43 trägt, untergebracht.
Die Reiblamelle 44 sitzt mit der Nabe 45 drehfest,
aber in Nuten axial längsverschieblich, auf der Getriebewelle
2; die Druckplatte 41 wird mittels der Feder 42 und dem
Entlastungsteller 40, die in einer Ausnehmung der Außenplatte
26 untergebracht sind, an die Reiblamelle gepreßt.
Die die Drehelastizität bewirkenden Elemente der Kupplung
sind, von der Reiblamelle 44 unabhängig, im Bereich des Primärteils
10 der Kupplung angeordnet, und zwar am Außenumfang
des scheibenförmigen Primärteils 10 in durch entsprechende
Aussparungen 11 des Primärteils 10 bzw. 28, 29 der Sekundärteile
26, 27 gebildeten Kammern 7. Hierbei handelt es sich
um die Schraubenfeder 6, die umgangsgerichtet in der Kammer
7 eingelegt ist.
Wie aus Fig. 2 ersichtlich, sind in die scheibenförmigen
Primärteile 19, Sekundärteile 27 und 26 die Ausnehmungen 11,
28, 29 korrespondierend eingearbeitet, so daß sich die Kammer
7 ergibt. Diese Kammer ist geschlossen, weil das Außenteil
26 außenseitig das Primärteil 10 übergreift und von dem
Deckel 27 verschlossen wird. Die in die Kammer 7 umfangsgerichtet
eingelegte Schraubenfeder 6 stützt sich an den Kupplungsteilen
ab, d. h. auf der einen Seite an der Anlagefläche
11a des Primärteils 10 und auf der anderen Seite an den
Anlageflächen 29a, 28a der Sekundärteile. Bei Schwankungen
des Drehmoments zwischen Primärteil und Sekundärteil erfolgt
eine Relativbewegung zwischen diesen beiden Teilen, wodurch
die Feder 6 zusammengedrückt wird. Entsprechend der Größe
des Drehmoments erfolgt in Abhängigkeit von der Federkennlinie
der Schraubenfeder 6 ein Zusammendrücken derselben und
eine entsprechend relative Drehbewegung.
Zusätzlich erfolgt eine Dämpfung des in die Kupplung eingeleiteten
Drehmoments durch eine viskose Flüssigkeitsdämpfung
der in dem Kupplungsraum vorhandenen Flüssigkeit; die viskose
Flüssigkeit befindet sich in den Spalten 12, 13 und der
Kammer 7. Infolge der Relativdrehbewegung zwischen Primärteil
und Sekundärteil werden in den Spalten 12, 13, 30 in
dem Flüssigkeitsfilm Schubspannungen erzeugt, die das Dämpfmoment
bewirken.
Um nun den unterschiedlichen Anforderungen an die Größe des
Dämpfmomentes in Abhängigkeit von den entsprechend unterschiedlichen
Laständerungen möglichst optimal gerecht zu
werden, sind die Spaltflächen, die die Schubspannung erzeugen,
zwischen Primärteil und Sekundärteil so gestaltet, daß
die Spaltweite sich, abhängig vom relativen Verdrehwinkel
zwischen Primärteil und Sekundärteil und entsprechend die
erzielbaren Schubspannungen bzw. Dämpfmomente, verändert.
In Fig. 5 ist ausschnittsweise ein Querschnitt durch die
Stirnflächen des Außenteils 26, d. h. eines Sekundärteiles
und des Primärteiles 10, zwischen denen der Spalt 12 gebildet
ist, dargestellt. Die einander zugekehrten Stirnflächen
18 des Primärteils und 25 des Sekundärteils sind durch axial
sich erstreckende Erhebungen 181, 251 und Vertiefungen 182,
252 profiliert. Hierbei ist die Summe der Breite einer Erhöhung
und einer Vertiefung 183 für den Primärteil und 253 für
den Sekundärteil, gebildet aus den Einzelbreiten 184, 185
und 254, 255, jeweils an den einander gegenüberliegenden
Wirkflächen gleich groß. Die Breite 184 bzw. 254 einer Vertiefung
ist jeweils größer als die Breite der zugehörigen
Erhöung 185 bzw. 255. Der Mindestabstand S2 zwischen den
Stirnflächen der Erhebungen 181 und 251 des Spaltes 12 wird
durch das in der Fig. 1 dargestellte Distanzkissen 15 fixiert.
In Fig. 5 ist die Ruhestellung von Primärteil und
Sekundärteil gezeigt, wenn ein kleines Dämpfmoment gefordert
ist. Dann stehen die vertieften Bereiche des einen Teils den
erhabenen Bereichen des anderen Teils mittig gegenüber, wodurch
sich der maximale Spalt S ergibt.
Verdrehen sich nun die beiden Teile 26, 10 um einen bestimmten
Winkel gegeneinander, so überdecken sich die erhabenen
Bereiche mit zunehmendem Verdrehwinkel ϕ₁, was eine entsprechende
Verringerung des Spaltes S₁ zur folge hat und
damit einen entsprechenden Anstieg des Dämpfmomentes ergibt
(Fig. 5a und 5b). Bei Drehschwingungen kleiner Amplitude,
z. B. im Leerlauf, werden die Spalte S₁ relativ groß, da nur
geringe Auslenkungen aus der Ruhestellung (Fig. 5a, 5b) erfolgen,
mithin ist das Dämpfmoment klein.
Bei großen Anschlägen des Drehmomentes, wie z. B. bei Anfahrstößen,
verdrehen sich Primärteil und Sekundärteil so weit
gegeneinander, daß sich der Spalt S₂ stark verengt (Fig. 6a,
6b), wodurch das dämpfende Moment groß wird. Bei großem Verdrehwinkel
und bei großen Amplituden ergeben sich so die
gewünschten kleinen Spalte. Auf gleiche Weise kann Resonanzerscheinungen,
die bei bestimmten Lastfällen auftreten, begegnet
werden, wenn bei den den Lastfällen entsprechenden
Drehmomenten und den damit vorgegebenen statischen Verdrehwinkeln
die Spalte, wie erläutert, den Anforderungen entsprechend
konstruktiv vorgegeben werden und Resonanzerscheinungen
so gedämpft werden können.
Für große Laständerungen, z. B. Schaltstöße oder hartes Einkuppeln,
ist eine starke, d. h. große Dämpfung erwünscht, um
ein Aufschaukeln, z. B. des ganzen Fahrzeuges, zu verhindern,
das sonst bei akustisch günstiger, weicher Verdrehcharakteristik
verstärkt auftreten würde. Diese geforderte hohe
Dämpfung wird durch die sich mit wachsender Verdrehung verengenden
Spalte gewährleistet. Hierbei wird die zulässige
Verdrehung durch die umfangsgerichteten Schraubenfedern vorgegeben.
Dementsprechend ist die konstruktive Geometrie der
Ausgestaltung der Stirnflächen von Sekundärteil und Primärteil
im Wirkbereich der Spalte 12, 13, 30 auszulegen und
aufeinander abzustimmen.
Die Dämpfung ist mithin abhängig von Spaltfläche, Spaltweite
und Viskosität und der relativen Verdrehgeschwindigkeit zwischen
Primärteil und Sekundärteil. Da die Viskosität der
Flüssigkeit temperaturabhängig ist, wird das Dämpfsystem auf
Temperaturen im Anwendungsbereich von etwa 100 bis 120°C
berechnet. So sind beispielsweise zähe Silikonöle als
Dämpfflüssigkeiten geeignet. Die kinematische Viskosität der
Dämpfflüssigkeit kann hierbei zwischen 1000 und 300 000
mm²/sec betragen. Da im Leerlauf ein geringes Dämpfmoment
erwünscht ist, werden in Spalte, deren Weiten für die maximale
Dämpfung zwischen 0,1 bis 0,5 mm liegen, durch Profilierung
entsprechend Fig. 5 beispielsweise auf das Fünf- bis
Zwanzigfache vergrößert.
Die Fig. 5a, 5b zeigen die Arbeitsstellung bei kleiner Amplitude
und hoher Frequenz, beispielsweise bei vollem Moment.
In den Fig. 6a, 6b ist die Arbeitsweise bei großer
Amplitude und mittlerer Verdrehung, d. h. schnellem Durchlauf
oder niederen Frequenzen, dargestellt.
In Fig. 4 ist eine Draufsicht auf die Ausgestaltung des
scheibenförmigen Primärteils mit den drei über den Umfang
annähernd gleichmäßig verteilten Aussparungen 11 am äußeren
Umfang dargestellt, die zusammen mit den Aussparungen des
Sekundärteils die Kammern 7 bilden. In dem gezeigten Beispiel
haben die Aussparungen 11 eine unterschiedliche Länge;
auch die verbleibenden Erhebungen am Außenumfang des Primärteils
10 sind unterschiedlich lang. Auf diese Weise ist
es möglich, daß nicht alle eingebauten Federn 6 gleichzeitig
belastet werden, um auf diese Weise eine gestuft progressive
Kennlinie zu erhalten, die zudem bereichsweise optimal abgestimmt
werden können. Die Tiefe T der Aussparung richtet
sich nach dem für den Einbau der Kupplung zur Verfügung stehenden
Platz und sonstigen baulich-konstruktiven Gegebenheiten,
sie ist auch mitentscheidend für die Art der umfangsgerichtet
in der Aussparung 11 unterzubringenden
Feder 6.
In Fig. 3 ist schematisch die Ausbildung der Kupplung mit
umfangsgerichtet angeordneter Schraubenfeder 6 in der Kammer
7 und einer hydrodynamischen Dämpfung durch Abdichten der
Kammer 7 mittels der Abdeckplatte 9 gegenüber den Anlageflächen
11a, 28a und 29a der Primär- und Sekundärteile dargestellt.
Bei relativer Drehbewegung von Primärteil 10 gegenüber
den Sekundärteilen wird das Volumen der Kammer 7
verringert, und bei entsprechender Ausbildung der Abdeckplatten
9 mit Drosselkanälen 91 wird ein entsprechendes Dämpfungsmoment
erzielt.
Die prinzipielle Wirkungsweise einer hydrodynamisch gedämpften
Variante der Kupplung ist in den Fig. 7, 8 dargestellt.
Die radial angeordneten Platten 9, etwa aus temperaturbeständigem
Kunststoff, dichten die Kammer 7 gegenüber dem
übrigen Kupplungsraum ab. Die in den Kammern 7 umfangsgerichtet
angeordneten Schraubenfedern sind im Schema nach
Fig. 7, 8 eingezeichnet. Die Erfindung geht davon aus, daß
die Kammer 7 definiert, d. h. teilweise, mit einer Dämpfflüssigkeit
gefüllt ist. Die Fliehkraft drückt die Flüssigkeit
nach außen, wie in Fig. 7a dargestellt. Wird die Kupplung
nun belastet, so verdrehen sich Primärteil 10 und Sekundärteil
26 gegeneinander, wodurch sich das Volumen der Kammer 7
verringert (Fig. 7b). Bei kleinen Amplituden, z. B. im Leerlauf
oder bei konstanter Fahrweise, verbleibt noch ausreichend
Luft, Gas od. dgl. innerhalb der Kammer 7, weil die
Dämpfflüssigkeit 95 durch die Fliehkraft nach außen gedrückt
wird und noch keine Drosselwirkung eintritt. Das auf der
Innenseite verbleibende Luftvolumen dient zur Abkopplung von
Schwingungen kleiner Amplitude.
Erst wenn die Amplituden größere Werte annehmen, wird die
Dämpfflüssigkeit (Fig. 8b) so weit nach innen gedrückt, daß
sie durch die in bestimmter Lage angeordneten Drosselkanäle
91 in den Platten 9 gepreßt wird. Durch Größe und Lage der
Drosselkanäle 91 und durch den Befüllungsgrad der Kupplung
bzw. Kammer 7 mit Dämpfflüsigkeit kann das Dämpfmoment in
seiner Größe und Charakteristik bestimmt werden.
Als Dämpfungsöle werden besondere Öle, etwa ATF-Öl, Glykol
od. dgl., verwendet.