DE3645264C2 - Drehelastische, schwingungsdämpfende Schwungscheibe - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine in zwei Schwungscheibenteile aufgeteilte Schwungscheibe mit einem von der Antriebswelle einer Brennkraftmaschine antreibbaren Primärteil, welches unter Zwischenschaltung drehelastischer und/oder schwin­ gungsdämpfender 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 Funktions­ weise von Verbrennungsmotoren hat auch zur Folge, daß ein über der Zeit schwellendes Drehmoment bzw. bei Leerlauf ein wechselndes Moment 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 ent­ stehende Motorbewegung in der Regel nicht beliebig aus­ reichend Platz zur Verfügung, zum anderen wirkt sich auch eine zu weiche Aufhängung bzw. eine hochelastische Kupplung negativ auf das Fahrverhalten des Kraftfahrzeuges 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 Schwingungs­ ausschläge notwendige Dämpfung wird zum Beispiel durch axial federbelastete Reibbeläge verwirklicht. Diese Reibungs­ dämpfung (Coulomb′sche 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 sogenanntem Getrie­ berasseln aus. Daher wurden bereits drehelastische, schwing­ ungsdämpfende 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 Kuppel­ teils Federelemente angeordnet und die Kupplung ist mit Dämpfungsöl gefüllt, das unter der Wirkung der sich axial verschiebenden Kupplungsscheiben durch vorgesehene Drossel­ einrichtungen von einer Seite der Scheiben auf die andere gepreßt wird. Das Primärteil ist dabei fest mit der An­ triebsseite verbunden, währende die ringartige Kupplungs­ scheibe 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 Kupplungs­ elemente 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 Fahrkom­ forts und Verhinderung von Überbeanspruchung bei Kraftfahr­ zeugen beizutragen.

Die Erfindung löst die gestellte Aufgabe durch eine drehe­ lastische, schwingungsdämpfende Schwungscheibe der eingangs beschriebenen Art, bei der die Bauteile der Schwungscheiben­ teile radial außen umfangsgerichtete Kammern bilden, in denen in Umfangsrichtung drehelastische, zwischen den Schwungscheibenteilen wirksame Elemente abgestützt sind, wobei die Kammern radial außerhalb der Reibringe der Kupplungsscheibe vorgesehen sind.

Gedämpfte Schwungscheiben sind zwar beispielsweise durch die DE-OS 34 10 953 und DE-PS 29 31 423 bekannt geworden, jedoch haben diese gegenüber einer erfindungsgemäß ausgebildeten Schwungscheibe wesentliche Nachteile. So sind beispielsweise die zwischen den Schwungscheibenteilen wirksamen Kraft­ speicher auf einem verhältnismäßig geringen Durchmesser angeordnet, so daß diese, um ein definiertes Moment über­ tragen zu können, aus einem im Durchmesser verhältnismäßig dicken Draht hergestellt werden müssen, wodurch der mögliche Verdrehwinkel zwischen den Schwungscheibenteilen auf einen verhältnismäßig kleinen Wert begrenzt wird.

Weiterhin ist die Einsatzmöglichkeit der bekannten Schwung­ scheiben 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.

Um diesen Nachteil zu beseitigen und weiterhin die Funktion sowie die Lebensdauer der Schwungscheibe zu verbessern, kann gemäß einer Weiterbildung der Erfindung eines der Schwung­ scheibenteile gehäuseartig ein scheibenförmiges Teil des anderen Schwungscheibenteils umschließen, wobei das gehäuse­ artige Schwungscheibenteil auf dem anderen über eine Tragschulter verdrehbar gelagert sein kann und gemeinsam mit einem an diesen Schwungscheibenteil dichtend befestigten Deckel unmittelbar einen mit einem viskosen Medium zumindest teilweise befüllten und im wesentlichen abgedichteten Innenraum bilden, wobei das scheibenförmige Teil des einen Schwungscheibenteils mit Aussparungen versehen sein kann, die zusammen mit korrespondierenden Aufnahmen des anderen Schwungscheibenteiles Kammern bilden können, in denen sowohl das viskose Medium enthalten als auch die in Umfangsrichtung drehelastischen Elemente aufgenommen werden können.

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 Relativ­ verdrehung 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 Stirn­ flächen 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 angeord­ nete Federn verwirklicht wird, wobei durch die erfindungs­ gemäße 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 Ausgestal­ tung von Primärteil und Sekundärteil eine Abkopplung der vom Motor erzeugten Schwell- und Wechselmomente von der Getrie­ beseite verwirklicht, die zu einer wesentlich verringerten Belastung der Getriebeseite führt.

Zur Verbesserung einer frequenz- bzw. amplitudenabhängigen Dämpfung können in vorteilhafter Weise zwei verschiedene Lösungswege Anwendung finden, 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. Weiter­ hin 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 drehela­ stischen Elementes und die Anlageflächen der Schwungschei­ benteile 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 gegenüber­ liegenden, im anderen Bauteil vorgesehenen Ausnehmungen gebildet sein.

Die erfindungsgemäße Schwungscheibe dient bevorzugt zum Einbau zwischen einem Kurbelwellenende und der Schaltkupp­ lung 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 wesent­ lichen 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.

In vorteilhafter Weise haben das Primärteil und die das Sekundärteil bildenden Teile, nämlich Außenteil und Deckel, 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. unter­ schiedliche Ansprechwerte und entsprechende Relativdrehbewe­ gungen, 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 hinterein­ ander angeordnet sind, die lose eingelegt werden, wobei zwischen einander benachbarten Federenden ein z. B. keilför­ miges Zwischenstück angeordnet sein kann, so daß die Achse bzw. die Federenden der Schraubenfedern jeweils senkrecht zu einem Radius liegen. Die Schraubenfedern werden jeweils lose in die Kammern eingelegt und stützen sich dann an den Kupp­ lungsteilen 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 Ver­ drehwinkel 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 erfin­ dungsgemäß 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 ge­ dämpft, indem durch geeignete Maßnahmen zwischen Primärteil und Sekundärteilen der Schwungscheibe definierte Spalte einge­ stellt 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 Primär­ teil und Sekundärteil. Durch diese Relativdrehungen werden in dem Flüssigkeitsfilm im Spaltraum Schubspannungen er­ zeugt, die wiederum ein Dämpfmoment hervorrufen. Die Größe dieses Dämpfmoments hängt von der Geschwindigkeit der Ver­ drehung ab und steigt von Null ab stetig mit der Differenz­ geschwindigkeit an bis zu einer bestimmten Geschwindigkeit, bestimmt durch das strukturviskose Verhalten der Dämpfflüs­ sigkeit, von der ab das Dämpfmoment nicht mehr zunimmt. Das bedeutet, daß bei hohen Amplituden im Spitzenbereich ein konstantes Dämpfmoment in Abhängigkeit von dem strukturvis­ kosen Verhalten der Dämpfflüssigkeit erhalten wird.

Erfindungsgemäß kann der Abstand der Spalte zwischen Primär­ teil und Sekundärteilen durch in dem Primärteil angeordnete und an den Stirnflächen der Sekundärteile anliegende Di­ stanzkissen fixiert werden.

Die Dämpfcharakteristik kann nach dem Newton′schen Schub­ spannungsgesetz

bestimmt werden.

Durch Verwendung von Dämpfflüssigkeiten unterschiedlicher Viskositäten kann die Grundcharakteristik einer vorliegenden Geometrie in weitem Bereich variiert werden. Das Geschwin­ digkeitsgefälle im Dämpfspalt wird durch die Differenzgeschwindigkeit der Übertragungsflächen und durch den Abstand derselben bestimmt; das sind im Falle der Erfin­ dung die einander zugewandten Stirn- und Mantelflächen von Primärteil und Sekundärteilen sowie deren Spaltabstand zu­ einander. Hieraus kann in weiterer Ausbildung der Erfindung eine Variante abgeleitet werden, indem nämlich erfindungsge­ mäß die einander gegenüberliegenden Stirn- und Mantelflächen des Primärteils und der Sekundärteile so gestaltet werden, daß die Spaltweite sich, abhängig vom Verdrehwinkel, verän­ dert. 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 zuein­ ander die Spaltweite sich verändert. Nach einer bevorzugten Ausführung sind die Stirnflächen von Primärteil und Sekun­ därteilen mit voneinander verschiedenen Profilen ausgebil­ det. So können die Stirnflächen etwa mit axial sich erstrek­ kenden Vorsprüngen und Vertiefungen ausgebildet sein, wobei die Teilung (Breite eines Vorsprunges plus Breite einer Ver­ tiefung) an den einander zugeordneten Stellen der Stirnflä­ chen 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, werden erfindungsgemäß die Spalte groß, das Dämpfmo­ ment 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 zwi­ schen 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 Fahr­ zeuges, wie z. B. bei einer akustisch günstigen, weichen Ver­ drehcharakteristik verhindert.

Die erfindungsgemäße Schwungscheibe kann alternativ mit einer hy­ drodynamischen Dämpfung (Turbulenzdämpfung) ausgestattet sein, wobei auch hier der Primärteil über die umfangsgerich­ tet angeordneten Schraubenfedern das Drehmoment auf den Se­ kundärteil überträgt. Die hydrodynamische Dämpfung wird er­ findungsgemäß dadurch realisiert, daß die durch die Ausspa­ rungen für die Schraubenfedern gebildeten Kammern zwischen Primärteil und Sekundärteilen durch radial angeordnete Ab­ deckplatten, an denen die Enden der Schraubenfedern anlie­ gen, 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 Sekundärtei­ len mit Drosselkanälen, etwa Bohrungen oder ähnlichem, ver­ sehen werden.

Wird die Schwungscheibe, d. h. die Spalte und Kammern zwischen Pri­ märteil und Sekundärteilen, definiert so mit einer vorzugs­ weisen 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 Verdreh­ bewegung das Volumen der Kammer so verkleinert, daß nun die Dämpfflüssigkeit, z. B. ein ATF-Öl, durch die in entsprechen­ der Lage vorgesehenen Drosselkanäle gepreßt wird. Das ver­ drängte Volumen wird in den jeweils benachbarten, sich durch die Verdrehung in gleichem Maße vergrößernden Kammern aufge­ nommen. Auf diese Weise kann das Dämpfmoment durch Größe und Lage der Drosselkanäle und durch den Befüllungsgrad in sei­ ner 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 ge­ ring ist. Somit steht zur Tilgung der Drehschwingungen mehr Nasse 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 darge­ stellt. Mit der Erfindung wird so ein außerordentlich gün­ stiger und wirkungsvoller Abkopplungseffekt der vom Motor herrührenden Schwingungen erzielt.

Die Erfindung wird in der Zeichnung beispielhaft erläutert.

Es zeigen:

Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine Kupplung bzw. Schwungscheibe,

Fig. 2 eine perspektivische Ansicht mit Teil­ schnitt der Kupplung mit umfangsgerich­ tet angeordneter Feder,

Fig. 3 die Kupplung nach Fig. 2 mit hydrodyna­ mischer Dämpfung (Turbulenzdämpfung),

Fig. 4 Draufsicht auf das Primärteil der Kupp­ lung,

Fig. 5 u. 6 ausschnittsweise die konstruktive Gestal­ tung der Kupplung zur Spaltveränderung mit verschiedenen Funktionsstellungen,

Fig. 7 u. 8 Prinzipskizzen der hydrodynamischen Dämp­ fung der Kupplung in verschiedenen Funk­ tionen

Fig. 9a, b das prinzipielle Schwingungsisolierende Verhalten der Kupplungen nach dem Stand der Technik einerseits und nach der Er­ findung andererseits.

In Fig. 1 ist im Längsschnitt ein Ausführungsbeispiel 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 ver­ schraubt. 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 Stirn­ flächen des Primärteils 10 die Spalte 12, 13 und 30 gebildet sind. Die Spaltweite wird hierbei definiert festgelegt, bei­ spielsweise durch im Primärteil 10 angeordnete Distanzkissen 15, etwa aus Kunststoff, die an den Innenflächen der Sekun­ därteile 26, 27 anliegen und damit die Spaltweite definie­ ren. Der Deckel 27 ist z. B. mittels Schrauben 22 an dem Au­ ßenteil 26 befestigt. Hierbei wird die Berührungsfläche 14 zwischen Deckel 27 und Primärteil 10 dichtend zusammenge­ preßt. 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 Primär­ teil 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 Gegen­ platte 20 der schaltbaren Reibkupplung mittels Schrauben oder Bolzen 23, ggf. unter Benutzung tangential angeordneter Blechlaschen 24, die Bestandteile der serienmäßigen Schalt­ kupplung 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, unter­ gebracht. Die Reiblamelle 44 sitzt mit der Nabe 45 drehfest, aber in Nuten axial längsverschieblich, auf der Getriebewel­ le 2; die Druckplatte 41 wird mittels der Feder 42 und dem Entlastungsteller 40, die in einer Ausnehmung der Außenplat­ te 26 untergebracht sind, an die Reiblamelle gepreßt.

Die die Drehelastizität bewirkenden Elemente der Kupplung sind, von der Reiblamelle 44 unabhängig, im Bereich des Pri­ märteils 10 der Kupplung angeordnet, und zwar am Außenumfang des Scheibenförmigen Primärteils 10 in durch entsprechende Aussparungen 11 des Primärteils 10 bzw. 28, 29 der Sekundär­ teile 26, 27 gebildeten Kammern 7. Hierbei handelt es sich um die Schraubenfeder 6, die umfangsgerichtet 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 Kam­ mer 7 ergibt. Diele Kammer ist geschlossen, weil das Außen­ teil 26 außenseitig das Primärteil 10 übergreift und von dem Deckel 27 verschlossen wird. Die in die Kammer 7 umfangsge­ richtet eingelegte Schraubenfeder 6 stützt sich an den Kupp­ lungsteilen ab, d. h. auf der einen Seite an der Anlageflä­ che 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 Federkennli­ nie der Schraubenfeder 6 ein Zusammendrücken derselben und eine entsprechend relative Drehbewegung.

Zusätzlich erfolgt eine Dämpfung des in die Kupplung einge­ leiteten Drehmoments durch eine viskose Flüssigkeitsdämpfung der in dem Kupplungsraum vorhandenen Flüssigkeit; die visko­ se Flüssigkeit befindet sich in den Spalten 12, 13 und der Kammer 7. Infolge der Relativdrehbewegung zwischen Primär­ teil und Sekundärteil werden in den Spalten 12, 13, 30 in dem Flüssigkeitsfilm Schubspannungen erzeugt, die das Dämpf­ moment bewirken.

Um nun den unterschiedlichen Anforderungen an die Größe des Dämpfmomentes in Abhängigkeit von den entsprechend unter­ schiedlichen Laständerungen möglichst optimal gerecht zu werden, sind die Spaltflächen, die die Schubspannung erzeu­ gen, 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 Außenteiles 26, d. h. eines Sekundärteiles und des Primärteiles 10, zwischen denen der Spalt 12 gebil­ det 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 Erhö­ hung und einer Vertiefung 183 für den Primärteil und 253 fuhr den Sekundärteil, gebildet aus den Einzelbreiten 184, 185 und 254, 255, jeweils an den einander gegenüberliegenden Wirkflächen gleich groß. Die Breite 184 bzw. 2524 einer Ver­ tiefung ist jeweils größer als die Breite der zugehörigen Erhöhung 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 fi­ xiert. 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, wo­ durch sich der maximale Spalt S ergibt.

Verdrehen sich nun die beiden Teile 26, 10 um einen bestimm­ ten Winkel gegeneinander, so überdecken sich die erhabenen Bereiche mit zunehmendem Verdrehwinkel ϕ₁, was eine ent­ sprechende 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) er­ folgen, mithin ist das Dämpfmoment klein.

Bei großen Anschlägen des Drehmomentes, wie z. B. bei Anfahr­ stößen, 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 Ver­ drehwinkel und bei großen Amplituden ergeben sich so die gewünschten kleinen Spalte. Auf gleiche Weise kann Resonanz­ erscheinungen, die bei bestimmten Lastfällen auftreten, be­ gegnet werden, wenn bei den den Lastfällen entsprechenden Drehmomenten und den damit vorgegebenen statischen Verdreh­ winkeln die Spalte, wie erläutert, den Anforderungen ent­ sprechend konstruktiv vorgegeben werden und Resonanzerschei­ nungen so gedämpft werden können.

Für große Laständerungen, z. B. Schaltstöße oder hartes Ein­ kuppeln, ist eine starke, d. h. große Dämpfung erwünscht, um ein Aufschaukeln z. B. des ganzen Fahrzeuges zu verhindern, das sonst bei akustisch günstiger, weicher Verdrehcharakte­ ristik verstärkt auftreten würde. Diese geforderte hohe Dämpfung wird durch die sich mit wachsender Verdrehung ver­ engenden Spalte gewährleistet. Hierbei wird die zulässige Verdrehung durch die umfangsgerichteten Schraubenfedern vor­ gegeben. Dementsprechend ist die konstruktive Geometrie der Ausgestaltung der Stirnflächen von Sekundärteil und Primär­ teil 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 zwi­ schen 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 maxi­ male Dämpfung zwischen 0,1 bis 0,5 mm liegend durch Profi­ lierung entsprechend Fig. 5 beispielsweise auf das fünf- bis zwanzigfache vergrößert.

Die Fig. 5a, 5b zeigen die Arbeitsstellung bei kleiner Am­ plitude und hoher Frequenz, beispielsweise bei vollem Mo­ ment. 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 Bei­ spiel haben die Aussparungen 11 eine unterschiedliche Länge; auch die verbleibenden Erhebungen am Außenumfang des Pri­ märteils 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 abge­ stimmt werden können. Die Tiefe T der Aussparung richtet sich nach dem für den Einbau der Kupplung zur Verfügung ste­ henden Platz und sonstigen baulich- konstruktiven Gegeben­ heiten, sie ist auch mitentscheidend für die Art der um­ fangsgerichtet 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 Abdeckplatten 9 gegenüber den Anlage­ flächen 11a, 28a und 29a dem Primär- und Sekundärteile dar­ gestellt. Bei relativer Drehbewegung von Primärteil 10 ge­ genüber den Sekundärteilen wird das Volumen der Kammer 7 verringert und bei entsprechender Ausbildung der Abdeckplat­ ten 9 mit Drosselkanälen 91 wird ein entsprechendes Dämp­ fungsmoment erzielt.

Die prinzipielle Wirkungsweise einer hydrodynamisch gedämpf­ ten Variante der Kupplung ist in den Fig. 7, 8 dargestellt. Die radial angeordneten Platten 9, etwa aus temperaturbe­ ständigem Kunststoff, dichten die Kammer 7 gegenüber dem übrigen Kupplungsraum ab. Die in den Kammern 7 umfangsge­ richtet 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 Dämpfflüs­ sigkeit 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 Sekundär­ teil 26 gegeneinander, wodurch sich das Volumen der Kammer 7 verringert (Fig. 7b). Bei kleinen Amplituden, z. B. im Leer­ lauf oder bei konstanter Fahrweise, verbleibt noch ausrei­ chend 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 Dämpfflüssigkeit kann das Dämpfmoment in seiner Größe und Charakteristik bestimmt werden.

Als Dämpfungsöle werden besondere Öle, etwa ATF-Öl, Glykol od. dgl., verwendet.

Claims (21)

1. Schwungscheibe für eine Brennkraftmaschine, gekennzeich­ net durch die Kombination folgender Merkmale:

• a) sie ist in zwei entgegen der Wirkung einer Dämp­ fungseinrichtung verdrehbare Schwungscheibenteile (10; 26, 27) aufgeteilt, nämlich in
• - ein an der Abtriebswelle der Brennkraftmaschi­ ne fest verbindbares Primärteil (10) und
• - ein Sekundärteil (26+27), an dem auch eine eine Kupplungsscheibe mit einem Getriebe koppelnde und entkoppelnde Reibungskupplung (20+41+42) befestigbar ist,
• b) die Bauteile der Schwungscheibenteile (26, 27) bilden radial außen umfangsgerichtete Kammern (7), in denen in Umfangsrichtung drehelastische, zwischen den Schwungscheibenteilen wirksame Elemente (6) abgestützt sind, wobei die Kammern (7) radial außerhalb der Reibringe (43) der Kupp­ lungsscheibe vorgesehen sind.

2. Schwungscheibe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß eines (26, 27) der Schwungscheibenteile (10; 26, 27) gehäuseartig ein scheibenförmiges Teil (10) des anderen Schwungscheibenteils umschließt, wobei das gehäuseartige Schwungscheibenteil (26, 27) auf dem anderen (10) über eine Tragschulter (17, 18) verdrehbar gelagert ist und gemeinsam mit einem an diesen Schwungscheibenteil dich­ tend befestigten Deckel unmittelbar einen mit einem viskosen Medium zumindest teilweise befüllten und im wesentlichen abgedichteten Innenraum bildet, weiterhin das scheibenförmige Teil des einen Schwungscheibenteils (10) mit Aussparungen (11) versehen ist, die zusammen mit korrespondierenden Aufnahmen (28, 29) des anderen Schwungscheibenteiles (26, 27) Kammern (7) bilden, in denen sowohl das viskose Medium enthalten als auch die in Umfangsrichtung drehelastischen Elemente (6) aufge­ nommen sind.

3. Schwungscheibe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das das Gehäuse bildende Schwungscheiben­ teil unmittelbar den Anlasserzahnkranz trägt.

4. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens eine Kammer (7) unter Ausbilden wenigstens einer Drosselstelle zwischen den Schwungscheibenteilen (10; 26, 27) vorgesehen ist, die bei einer Relativverdrehung der Schwungscheibenteile im Volumen veränderbar ist, wobei das in der Kammer (7) vorhandene viskose Medium durch die Drosselstelle gepreßt und somit eine hydrodynamische Dämpfung erzeugt wird.

5. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen Stirnflächen und äußeren Umfangsflächen vorgesehene Spalte (12, 13, 30) vorhanden sind, die wenigstens teilweise mit dem viskosen Medium befüllt sind, wodurch bei der Relativverdrehung der Schwungscheibenteile (10; 26, 27) zwischen diesen eine auf Scherwirkung beruhende Dämpfung erzeugt wird.

6. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Aussparungen (11) im scheiben­ förmigen Teil radial nach außen offen sind.

7. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß das das Gehäuse (6) bildende Schwungscheibenteil den Anlasserzahnkranz trägt.

8. Schwungscheibe nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kammer durch zwischen den Enden des drehelastischen Elementes (6) und den Anlageflächen (11a, 28a, 29a) der Schwungscheibenteile (10; 26, 27) vorgesehene Abdeckplatten (9), gegebenenfalls unter Anordnung einer Drosselöffnung (91), abgedichtet ist.

9. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Kammern (7) am Außenumfang des scheibenartigen Bauteils (10) vorgesehen und durch nach außen hin offene Ausnehmungen (11) desselben sowie durch die axial gegenüberliegenden, im anderen Bauteil (26, 27) vorgesehenen Ausnehmungen gebildet sind.

10. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß drei Kammern (7) annähernd gleichmä­ ßig verteilt über den Umfang des Primär- und Sekundär­ teils (10) ausgebildet sind.

11. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß in wenigstens einer der Kammern (7) zwei in Umfangsrichtung drehelastisch wirksame Elemente, insbesondere Schraubendruckfedern, hintereinander angeordnet sind.

12. Schwungscheibe nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß ein Zwischenstück zwischen einander benachbarten Federenden vorgesehen ist.

13. Schwungscheibe nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Zwischen­ stücke keilförmig ausgebildet sind.

14. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß zur Steuerung der Relativ­ bewegung zwischen Primärteil (10) und Sekundärteil (26, 27) Schraubenfedern (6) mit voneinander verschiede­ ner Federkennlinie und/oder Kammern (7) unterschiedli­ cher Länge vorgesehen sind.

15. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß die für die Federn (6) vorgesehenen Anlageflächen (11a, 28a, 29a) der Kammern (7) von Primärteil und Sekundärteil mittels durch die Federn (6) festgehaltener Abdeckplatten (9) abgedichtet sind und entweder in jeder Abdeckplatte mindestens ein Drosselkanal eingearbeitet ist oder Primär- und/oder Sekundärteil die Drosselkanäle enthalten oder bilden.

16. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß einander radial gegenüber­ liegende Stirnflächen (18, 25) von Primärteil (10) und Sekundärteil (26 bzw. 27) in der Weise profiliert sind, daß durch Verdrehen von Primärteil (10) zu Sekundärteil (26, 27) zueinander die Spaltweite veränderbar ist.

17. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß einander gegenüberliegende Stirnflächen (18, 25) von Primärteil (10) und Sekundär­ teil (26, 27) mit voneinander unterschiedlichen Profilen ausgebildet sind.

18. Schwungscheibe nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Stirnflächen (18, 25) mit axial sich erstreckenden Vorsprüngen (181, 251) und Vertiefungen (182, 252) ausgebildet sind, wobei die Teilung (183, 253) an den einander zugeordneten Stel­ len der Stirnflächen jeweils gleich ist und die Breite (184, 254) der Vertiefungen stets größer als die Breite (185, 255) der Vorsprünge ist.

19. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß der Abstand der Spalte (12, 13) zwischen Primärteil (10) und Sekundärteil (26, 27) durch in dem Primärteil angeordnete, außerhalb des Bewegungsbereiches der axial sich erstreckenden Erhöhungen sich befindende und an den Stirnflächen des Sekundärteils (26, 27) anliegende Distanzkissen (15) fixiert ist.

20. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß das Sekundärteil (26, 27) auf einer am Primärteil (10) angeformten, eine Lagerstelle bildende Schulter (17) verdrehbar aufgenommen ist.

21. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 3 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß die Aussparungen (43), die Federn (6) und die Aufnahmen (28, 29) radial außerhalb der Reibringe (43) vorgesehen sind.