Die Erfindung betrifft eine Drehmomentübertragungseinrichtung, die insbesonde
re im Antriebsstrang eines Fahrzeuges zwischen Motor und Getriebe vorgese
hen ist, mit mindestens zwei zueinander verdrehbaren Schwungmassen, von
denen die eine mit dem Motor verbindbar ist und die andere über eine Kupplung
dem Getriebe zu- und abkuppelbar ist.
Derartige Einrichtungen sind beispielsweise durch die DE 34 40 927 A1, die US-
PS 4 274 524 bekannt geworden. Diese bekannten Vorrichtungen weisen so
wohl in Umfangsrichtung wirksame Kraftspeicher, wie Schraubenfedern auf, als
auch in Achsrichtung wirksame Kraftspeicher, die eine Dämpfung zwischen den
beiden Schwungmassen sicherstellen. Hierfür stützen sich die in Achsrichtung
und in Umfangsrichtung wirksamen Kraftspeicher an scheibenartigen Bauteilen
der beiden Schwungmassen ab, welche eine begrenzte Relativbewegung bzw. -
verdrehung zueinander ausführen können. Durch diese Relativbewegung zwi
schen den scheibenartigen Bauteilen, an denen sich die Kraftspeicher abstüt
zen, wird sichergestellt, daß die in Umfangsrichtung wirksamen Kraftspeicher
verspannt beziehungsweise komprimiert werden können und die in Achsrichtung
wirksamen Kraftspeicher an zumindest einem der scheibenartigen Bauteile rei
ben können.
Durch die DE-AS 28 48 748 ist eine elastische Kupplung in Scheibenbauweise
bekannt geworden, bei der Kupplungseingangsteil und Kupplungsausgangsteil
entgegen der Wirkung von Schraubenfedern verdrehbar sind, wobei diese Ver
drehung über eine Flächenberührung aufweisende Festanschläge begrenzt wird,
die gleichzeitig eine parallel zu den Schraubenfedern wirkende Dämpfung durch
Verdrängung eines viskosen Mediums erzeugen. Eine derartige elastische
Kupplung unterscheidet sich grundsätzlich von der eingangs definierten
Drehmomentübertragungseinrichtung, sowohl bezüglich des Aufbaus als auch
der Wirkungsweise.
Durch L. Strunz: Die Drehschwingungen in Kolbenmaschinen (Verlag Richard
Carl Schmidt & Co., Braunschweig, Berlin 1952, Seiten 164 bis 189) und W.
Pinnekamp: Hydrostatische Kupplungen (In: VDI-Berichte Nr. 73, 1963) sind
hydrostatische Kupplungen bekannt geworden, wobei deren Eingangsteil unmit
telbar mit der antreibenden Welle und deren Ausgangsteil unmittelbar mit einer
anzutreibenden Welle verbindbar sind. Diese hydrostatischen Kupplungen sind
zur Verwendung mit großen, langsam laufenden Dieselmotoren gedacht. Derar
tige hydrostatische Kupplungen sind aufgrund ihrer Anordnung und der damit
verbundenen Funktionsweise nicht vergleichbar mit Drehmomentübertragungs
einrichtungen der eingangs beschriebenen Art.
Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, Einrichtungen der ein
gangs definierten Art zu verbessern, insbesondere deren Verschleißfestigkeit
und somit auch deren Lebensdauer zu erhöhen. Weiterhin soll die Funktion, also
insbesondere die Dämpfungswirkung derartiger Einrichtungen verbessert wer
den. Außerdem soll die Dämpfungscharakteristik derartiger Drehmomentüber
tragungseinrichtungen in Abhängigkeit bestimmter Parameter veränderbar sein,
so daß über den gesamten Drehzahlbereich des Motors eine optimale Filtrierung
der zwischen Motor und Getriebe auftretenden Schwingungen möglich ist. Ein
zusätzliches Ziel der Erfindung ist es, einen einfachen Aufbau sowie eine ko
stengünstige Herstellung sicherzustellen.
Gemäß einer Ausgestaltung der Erfindung wird dies dadurch erzielt, daß zwi
schen den beiden Schwungmassen eine als Dämpfungseinrichtung mit limitier
tem Schlupf wirksame hydrostatische Kupplung und mindestens ein weiterer
Schwingungsdämpfer vorgesehen sind. Der erfindungsgemäße Einsatz bezie
hungsweise die Verwendung einer hydrostatischen Kupplung zwischen zwei
Schwungmassen ermöglicht es, durch Bestimmung beziehungsweise Regulie
rung des Mediumdruckes und/oder des durch die hydrostatische Kupplung ge
förderten Volumens an hydraulischem Medium einen definierten charakteristi
schen Verlauf in Abhängigkeit bestimmter Betriebsparameter, wie z. B. der Dreh
zahl des Motors, der übertragenen Leistung von der einen Schwungmasse auf
die andere Schwungmasse zu erzielen. Weiterhin kann durch Festlegung des
von der Kupplung geförderten Volumens an hydraulischem Medium zwischen
den beiden Schwungmassen ein Schlupf erzielt werden, der für bestimmte Be
triebsbedingungen auf einen definierten Wert eingestellt beziehungsweise be
grenzt werden kann. Die hydrostatische Kupplung kann über einen derart limi
tierten beziehungsweise definierten Schlupf als hydrostatische Dämpfungsein
richtung zwischen den beiden Schwungmassen wirksam sein.
Für den Aufbau der Drehmomentübertragungseinrichtung kann es vorteilhaft
sein, wenn die beiden Schwungmassen durch eine nach dem Rotationsprinzip
arbeitende Verdrängerpumpe, wie insbesondere eine Zahnradpumpe miteinan
der verbunden sind. Als hydraulisches beziehungsweise viskoses Medium, das
auch legiert sein kann, kann sich in besonders vorteilhafter Weise Schmiermittel
eignen, wobei es für manche Anwendungsfälle vorteilhaft sein kann, wenn ein
pastöses Mittel wie Fett verwendet wird, welches über den gesamt auftretenden
Temperaturbereich möglichst keine beziehungsweise eine möglichst geringe
Zustandsänderung, also zumindest keine wesentliche Änderung seiner Zähflüs
sigkeit erfährt. Ein solches Fett oder pastenförmiges Mittel vermeidet, daß sich
nach dem Abstellen des Motors das flüssig gewordene Fett am tiefsten Punkt
sammelt und eine Unwucht bildet. Für andere Anwendungsfälle kann es jedoch
auch vorteilhaft sein, wenn ein flüssiges Medium wie Öl verwendet wird, welches
über den auftretenden Temperaturbereich eine möglichst gleichbleibende Visko
sität aufweist.
Für die Funktion und den Aufbau einer erfindungsgemäßen Drehmomentüber
tragungseinrichtung kann es besonders vorteilhaft sein, wenn die hydrostatische
Kupplung und der Schwingungsdämpfer in Serie geschaltet sind. In vorteilhafter
Weise kann der Schwingungsdämpfer als drehelastischer Dämpfer ausgebildet
sein, wobei dieser in vorteilhafter Weise in Umfangsrichtung wirksame Kraftspei
cher umfassen kann. Zur Schwingungsisolierung kann es auch zweckmäßig
sein, wenn der Schwingungsdämpfer in Umfangsrichtung wirksame Reibungs
dämpfungsmittel besitzt. Obwohl der Schwingungsdämpfer spielfrei ausgebildet
sein kann, kann es für manche Anwendungsfälle auch zweckmäßig sein, wenn
er spielbehaftet ist, das heißt also über einen bestimmten Verdrehwinkel unwirk
sam.
Die hydrostatische Kupplung kann in vorteilhafter Weise durch eine nach dem
Rotationsprinzip arbeitende Verdrängerpumpe gebildet sein. Für die Funktion
der erfindungsgemäßen Drehmomentübertragungseinrichtung kann es von
Vorteil sein, wenn die hydrostatische Kupplung im Betrieb permanent einen
Schlupf aufweist. Der von der hydrostatischen Kupplung zwischen den beiden
Schwungmassen ermöglichte Schlupf kann in vorteilhafter Weise in der Größen
ordnung von 20 bis 200 Umdrehungen/min., vorzugsweise in der Größenor
dung von 20 bis 100 Umdrehungen/min. liegen. In vorteilhafter Weise ist die
hydrostatische Kupplung derart ausgebildet, daß sie einen von Betriebsbedin
gungen - insbesondere des Motors - veränderbaren Schlupf ermöglicht. In vor
teilhafter Weise kann die hydrostatische Kupplung durch eine Zahnradpumpe
gebildet sein.
Als Hydraulikmittel eignet sich in besonders vorteilhafter Weise ein pastöses
Mittel, wie Fett oder Paste.
Bei einer Drehmomentübertragungseinrichtung bestehend aus einer Schwung
masse zum Ausgleichen des Ungleichförmigkeitsgrades einer Brennkraftma
schine, wobei die Schwungmasse in mindestens zwei zueinander verdrehbare,
scheibenförmige Schwungmassen aufgeteilt ist, von denen die eine mit einem
Zahnkranz versehen und mit dem Motor verbindbar ist, während die andere
scheibenförmige Schwungmasse über eine Reibungskupplung dem Getriebe zu-
und abkuppelbar ist, kann es besonders vorteilhaft sein, wenn der Kraft- bezie
hungsweise Drehmomentfluß - vom Motor aus zum Getriebe hin gesehen - von
der Kurbelwelle des Motors auf die eine der Schwungmassen übertragen wird,
von letzterer auf das Eingangsteil der hydrostatischen Kupplung weitergeleitet
wird, von diesem dann auf das Ausgangsteil der hydrostatischen Kupplung und
von dort auf die andere der Schwungmassen weitergeleitet wird und von der
anderen Schwungmasse dann auf die Reibungskupplung übertragen wird, wobei
weiterhin zwischen der einen der Schwungmassen und dem Eingangsteil der
hydrostatischen Kupplung und/oder zwischen dem Ausgangsteil der hydrostati
schen Kupplung und der zweiten Schwungmasse mindestens ein weiterer
Schwingungsdämpfer vorgesehen ist.
Für die Funktion und die Herstellung der Drehmomentübertragungseinrichtung
kann es vorteilhaft sein, wenn die zwischen den beiden Schwungmassen wirk
same hydraulische Kupplung mehrere über den Umfang um die Rotationsachse
der Einrichtung planetenartig angeordnete Zahnräder aufweist. Diese Zahnräder
können in vorteilhafter Weise mit einem Antriebszahnrad in Eingriff stehen, wel
ches zweckmäßigerweise radial innerhalb dieser planetenartig angeordneten
Zahnräder vorgesehen sein kann.
Um die durch die Zahnräder hervorgerufenen Druckimpulse im Druckverlauf der
Pumpe zu reduzieren, welche auf eine ungleichmäßige Förderung infolge der
Zahnteilungen zurückzuführen sind, können die planetenartig angeordneten
Zahnräder über den Umfang des Antriebszahnrades und relativ zueinander
derart angeordnet werden, daß der Eingriff der Zähne wenigstens einiger der
planetenartig angeordneten Zahnräder mit den Zähnen des Antriebszahnrades
zueinander versetzt sind, das bedeutet, daß die Zähne zumindest einzelner der
planetenartig angeordneten Zahnräder in bezug auf eine Verbindungslinie zwi
schen der Rotationsachse des Antriebszahnrades und der Rotationsachse der
planetenartig angeordneten Zahnräder nicht die gleiche Stellung aufweisen.
Durch eine derartige Anordnung treten die durch die einzelnen planetenartig
angeordneten Zahnräder verursachten Druckimpulse versetzt zueinander auf, so
daß der Gesamtdruck der Pumpe konstanter ist.
Um die Leckverluste der Pumpe zu reduzieren und somit den zwischen den
beiden Schwungmassen auftretenden Schlupf infolge dieser Verluste auf ein
Minimum zu begrenzen, kann es vorteilhaft sein, wenn auf mindestens einer
Seite der planetenartig angeordneten Zahnräder eine Dichtungsplatte vorgese
hen ist. Dabei kann die einem Zahnrad abgewandte Seite der Dichtungsplatte
mit der Druckseite der hydraulischen Kupplung beziehungsweise der Pumpe in
Verbindung stehen. Um eine einwandfreie Abdichtung der Zahnradpumpe auch
bei geringeren Drücken sicherzustellen, kann es weiterhin vorteilhaft sein, wenn
auf die einem Zahnrad abgekehrten Seite der Dichtungsplatte ein Kraftspeicher
wirkt. Dadurch, daß die einem Zahnrad abgewandte Seite der Dichtungsplatte
durch den Druck der Pumpe und gegebenenfalls durch einen Kraftspeicher
beaufschlagt wird, wird das Zahnrad axial eingespannt, wodurch zusätzlich bei
einer Verdrehung des Zahnrades eine Reibungsdämpfung auftreten kann, die
abhängig sein kann von dem in der Pumpe anstehenden Druck.
Eine besonders vorteilhafte und einfache Ausgestaltung der Drehmomentüber
tragungseinrichtung kann gegeben sein, wenn für alle planetenartig angeordne
ten Zahnräder mindestens eine gemeinsame Dichtungsplatte vorhanden ist,
welche ein kreisringartiges Bauteil bilden kann.
Um die Funktion der Drehmomentübertragungseinrichtung zu verbessern, kön
nen die planetenartig angeordneten Zahnräder auf Achsen drehbar gelagert
sein. Für den Aufbau der Drehmomentübertragungseinrichtung kann es zweck
mäßig sein, wenn die planetenartig angeordneten Zahnräder von der ersten
Schwungmasse getragen werden und das Antriebszahnrad auf der zweiten
Schwungmasse vorgesehen ist.
Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung können zwischen der Druckseite und
der Saugseite der hydraulischen Kupplung beziehungsweise der Pumpe ver
schiedene Ventile beziehungsweise Drosselverbindungen vorgesehen werden,
welche das von der Drehmomentübertragungseinrichtung übertragbare
Drehmoment und somit auch den zwischen den beiden Schwungmassen auf
tretenden Schlupf beeinflussen. So können zwischen der Druckseite und der
Saugseite der hydraulischen Kupplung mindestens ein Drossel- und/oder ein
Rückschlagventil vorgesehen sein.
In vorteilhafter Weise können als Drossel Drosselventile verwendet werden,
welche in einer der Schwungmassen eingesetzt werden und über Kanäle mit der
Druck- und Saugseite der hydraulischen Kupplung verbunden sind. Eine Ver
einfachung des Aufbaus der Drehmomentübertragungseinrichtung kann dadurch
erzielt werden, wenn bei Bedarf sowohl einer Drossel als auch eines Rück
schlagventils mindestens ein Drosselventil verwendet wird, das gleichzeitig als
Rückschlagventil ausgebildet ist. Vorteilhaft kann es sein, wenn zwischen der
Druckseite und der Saugseite jedes planetenartig angeordneten Zahnrades eine
Drossel vorgesehen ist.
Je nach Ausführung dieser Ventile können der hydrostatischen Kupplung, wie
z. B. Zahnradpumpe, verschiedene Eigenschaften, insbesondere verschiedene
Drehmomentkennlinien beziehungsweise verschiedene Schlupfkennlinien gege
ben werden. Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn diese Ventile in Abhän
gigkeit von der Drehzahl des Motors beziehungsweise der einen Schwungmasse
und/oder der anderen Schwungmasse beziehungsweise der Getriebeeingangs
welle betätigbar sind, wodurch auch die Kennlinie der hydraulischen Kupplung
und somit auch der Schlupf zwischen den beiden Schwungmassen abhängig
sind von den vorerwähnten Drehzahlen.
Weiterhin kann es zweckmäßig sein, wenn die Ventile von anderen beziehungs
weise weiteren Parametern, die von den zwischen dem Motor und dem Getriebe
anstehenden Betriebsbedingungen beeinflußt werden können, abhängig sind.
So kann zum Beispiel die Drosselung zwischen der Druckseite und der Saug
seite der hydraulischen Kupplung in Abhängigkeit von der Temperatur des ge
förderten beziehungsweise verdrängten Mediums veränderbar sein.
Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung kann zwischen der hydrostatischen
beziehungsweise hydraulischen Kupplung und mindestens einer der Schwung
massen ein Torsionsdämpfer, welcher durch einen drehelastischen Dämpfer
gebildet sein kann, vorgesehen sein. Weiterhin können zwischen den beiden
Schwungmassen Reibungsdämpfungsmittel vorgesehen werden, welche zum
Beispiel eine mit Spiel behaftete kraftschlüssige Kupplung bilden können. Diese
mit Spiel behaftete kraftschlüssige Kupplung kann in vorteilhafter Weise durch
eine sogenannte Lastreibeinrichtung gebildet sein.
Ein für die Funktion der Drehmomentübertragungseinrichtung besonders vorteil
hafter Aufbau kann gegeben sein, wenn der zwischen der hydraulischen Kupp
lung und einer der Schwungmassen angeordnete drehelastische Dämpfer min
destens ein Eingangsteil und mindestens ein Ausgangsteil besitzt, zwischen
denen in Umfangsrichtung wirksame Kraftspeicher vorgesehen sind.
Zweckmäßig kann es dabei sein, wenn die hydrostatische Kupplung und der
drehelastische Dämpfer in Reihe geschaltet sind.
Ein besonders einfacher Aufbau der Drehmomentübertragungseinrichtung kann
dadurch sichergestellt werden, daß das Antriebszahnrad vom Eingangs- oder
Ausgangsteil des drehelastischen Dämpfers getragen wird oder gar durch dieses
gebildet ist. Für den Aufbau der Drehmomentübertragungseinrichtung kann es
weiterhin von Vorteil sein, wenn der drehelastische Dämpfer - im Kraftübertra
gungsweg von der einen zur anderen Schwungmasse betrachtet - zwischen der
hydrostatischen Kupplung und der anderen Schwungmasse, welche über eine
Kupplung mit der Getriebeeingangswelle verbindbar ist, vorgesehen ist. Vorteil
haft kann es weiterhin sein, wenn der drehelastische Dämpfer radial innerhalb
der hydraulischen Kupplung angeordnet ist. Dabei kann es angebracht sein,
wenn der drehelastische Dämpfer und die hydraulische Kupplung zumindest
annähernd auf gleicher axialer Höhe angeordnet sind.
Ein besonders vorteilhafter Aufbau der Drehmomentübertragungseinrichtung
kann gegeben sein, wenn der drehelastische Dämpfer zwei das Ausgangsteil
bildende und im axialen Abstand vorgesehene Scheiben aufweist, zwischen
denen ein das Eingangsteil des drehelastischen Dämpfers bildender Flansch,
der gleichzeitig das Antriebszahnrad der hydraulischen Kupplung bilden kann,
vorgesehen ist. Für den Aufbau der Drehmomentübertragungseinrichtung kann
es dabei zweckmäßig sein, wenn der Flansch radial über die Seitenscheiben
hinausragt und an seiner äußeren Peripherie das Antriebszahnrad für die pla
netenartig angeordneten Zahnräder der hydraulischen Kupplung beziehungswei
se der Pumpe angeformt hat.
In vorteilhafter Weise kann eine der Schwungmassen eine Kammer aufweisen,
die mit einem viskosen Medium zumindest teilweise gefüllt ist und in der der
drehelastische Dämpfer und die hydrostatische Kupplung sowie gegebenenfalls
die zwischen den beiden Schwungmassen wirksamen Reibungsdämpfungsmittel
aufgenommen sein können. Durch eine derartige Ausbildung der Drehmo
mentübertragungseinrichtung kann sichergestellt werden, daß zwischen den
aneinander anliegenden und eine Relativbewegung zueinander ausführenden
Bereichen der einzelnen Bauteile der Einrichtung eine Schmierung stattfindet,
wodurch der Verschleiß infolge von Kontaktreibung wesentlich verringert werden
kann und somit die Lebensdauer sowie die Zuverlässigkeit wesentlich erhöht
wird. Durch die Erfindung kann insbesondere auch die Reibung zwischen den
einzelnen Windungen der in Umfangsrichtung wirkenden Schraubenfedern des
drehelastischen Dämpfers und den radial äußeren Kanten der sie aufnehmen
den Fenster in den verschiedenen scheibenartigen Bauteilen, welche das Ein
gangsteil und/oder das Ausgangsteil des drehelastischen Dämpfers bilden, ver
ringert wird. In vorteilhafter Weise kann die Kammer für das viskose Medium im
wesentlichen aus einem von den Bauteilen einer der Schwungmassen gebilde
ten Ringraum bestehen. Dieser Ringraum kann in vorteilhafter Weise durch eine,
den drehelastischen Dämpfer umschließende äußere Wandung sowie durch von
letzterer radial nach innen verlaufende und zwischen sich den drehelastischen
Dämpfer aufnehmende seitliche Wandung gebildet sein. In vorteilhafter Weise
kann die eine Schwungmasse, welche mit dem Motor verbindbar ist, den Rin
graum aufweisen. Für den Aufbau der Drehmomentübertragungseinrichtung
kann es weiterhin vorteilhaft sein, wenn die eine der seitlichen Wandungen des
Ringraumes sich radial zwischen dem drehelastischen Dämpfer und der zweiten
Schwungmasse erstreckt und zwischen den radial inneren Bereichen dieser
Wandung und der zweiten Schwungmassse eine Abdichtung vorgesehen ist. Für
den Aufbau der Drehmomentübertragungseinrichtung kann es außerdem
zweckmäßig sein, wenn die eine der Schwungmassen einen ringförmigen sich
axial erstreckenden Ansatz trägt, der die äußere Wandung des Ringraumes
bildet, und die zwischen dem drehelastischen Dämpfer und der anderen
Schwungmasse sich radial erstreckende seitliche Wandung des Ringraumes an
diesem Ansatz befestigt ist.
Gemäß einem zusätzlichen Erfindungsmerkmal, das eine einfache Ausgestal
tung der Drehmomentübertragungseinrichtung ermöglicht, können innerhalb der
radialen Erstreckung des axialen Ansatzes der einen Schwungmasse axiale
Ausnehmungen vorgesehen sein, in denen die planetenartig angeordneten
Zahnräder aufgenommen und auch drehbar gelagert sind. Zweckmäßig kann
dabei sein, wenn die am Ansatz befestigte seitliche Wandung diese Ausneh
mungen in Achsrichtung verschließt. Hierfür kann die seitliche Wandung auf der
Stirnfläche des axialen Ansatzes befestigt sein.
Um ein Austreten des in der Kammer aufgenommenen viskosen Mediums zu
vermeiden, kann es angebracht sein, wenn radial außerhalb der planetenartig
angeordneten Zahnräder zwischen der Stirnfläche des axialen Ansatzes und der
darauf befestigten Wandung eine Dichtung, wie z. B. ein O-Ring vorgesehen ist.
Obwohl die Kammer praktisch vollständig mit einem viskosen Medium befüllt
sein kann, kann es für viele Anwendungsfälle zweckmäßig sein, wenn nur eine
teilweise Füllung der Kammer erfolgt.
Für den Aufbau und die Funktion einer erfindungsgemäßen Drehmomentüber
tragungseinrichtung kann es besonders vorteilhaft sein, wenn zumindest die
Reibfläche der zweiten Schwungmasse sowie die an dieser angreifende Kupp
lungsscheibe und die die Kupplungsscheibe beaufschlagende Reibungskupp
lung außerhalb des Raumes, in dem sich das von der hydrostatischen Kupplung
geförderte Medium befindet, angeordnet sind.
Bei einem derartigen Rufbau kann es zweckmäßig sein, wenn die zweite der
Schwungmassen, die über eine Kupplung, wie eine Reibungskupplung mit der
Getriebeeingangswelle verbindbar ist, die Reibfläche trägt für eine Kupp
lungsscheibe, welche zwischen dieser Schwungmasse und einer drehfest auf
dieser, jedoch axial verlagerbaren Druckplatte einklemmbar ist.
Zur Dämpfung der zwischen der Brennkraftmaschine und dem Getriebe auftre
tenden Schwingungen kann es vorteilhaft sein, wenn der Schlupf zwischen
den beiden Schwungmassen zwischen 20 und 200 Umdrehungen, vorzugsweise
zwischen 20 und 100 Umdrehungen beträgt. Um die infolge des vorhandenen
Schlupfes auftretenden Verluste in einem vertretbaren Maße zu halten, kann
es zweckmäßig sein, wenn dieser Schlupf für höhere Drehzahlen des Motors
auf ein Minimum reduziert wird. Diese Reduzierung kann beispielsweise
bereits in einem Drehzahlbereich zwischen 1000 und 2000 Umdrehungen ein
setzen.
Anhand der Fig. 1 bis 7 sei die Erfindung näher erläutert.
Dabei zeigt:
Fig. 1 eine im Schnitt dargestellte Einrichtung gemäß der Erfindung,
Fig. 2 eine Teilansicht mit Ausbrüchen gemäß dem Pfeil I der Fig. 1,
Fig. 3 eine Dichtungsplatte für die zwischen den beiden Schwungmassen der
Einrichtung vorgesehene Zahnradpumpe,
Fig. 4 eine weitere Dichtungsplatte ebenfalls für die zwischen den beiden
Schwungmassen vorgesehen Zahnradpumpe,
Fig. 5 ein Detail einer Einrichtung, in dem ein Drosselventil gezeigt
ist, welches bei der Einrichtung gemäß Fig. 1 und 2 verwendet werden
kann,
Fig. 6 ein weiteres Detail einer Einrichtung, in dem ein fliehkraftabhän
giges Ventil gezeigt ist, das ebenfalls bei einer Einrichtung gemäß den
Fig. 1 und 2 Verwendung finden kann,
Fig. 7 ein weiteres Detail einer Einrichtung, in dem ebenfalls ein flieh
kraftabhängiges Ventil gezeigt ist, das bei einer Einrichtung gemäß den
Fig. 1 und 2 Verwendung finden kann.
Die in Fig. 1 dargestellte Drehmomentübertragungseinrichtung 1 zum Kom
pensieren von Drehstößen besitzt ein Schwungrad 2, welches in zwei
Schwungmassen 3 und 4 aufgeteilt ist. Die Schwungmasse 3 ist auf einer
Kurbelwelle 5 einer nicht näher dargestellten Brennkraftmaschine über
Befestigungsschrauben 6 befestigt. Auf der Schwungmasse 4 ist eine schalt
bare Reibungskupplung 7 befestigt. Zwischen der Druckplatte 8 der
Reibungskupplung 7 und der Schwungmasse 4 ist eine Kupplungsscheibe 9
vorgesehen, welche auf der Eingangswelle 10 eines nicht näher dargestell
ten Getriebes aufgenommen ist. Die Druckplatte 8 der Reibungskupplung 7
wird in Richtung der Schwungmasse 4 durch eine am Kupplungsdeckel 11
schwenkbar sich abstützende Tellerfeder 12 beaufschlagt. Durch Betätigung
der Reibungskupplung 7 kann die Schwungmasse 4 und somit auch das Schwung
rad 2 bzw. die Brennkraftmaschine der Getriebeeingangswelle 10 zu- und
abgekuppelt werden. Zwischen der Schwungmasse 3 und der Schwungmasse 4 ist
eine erste hydraulische Dämpfungseinrichtung 13 sowie eine mit dieser in
Reihe geschaltete, weitere mechanische Dämpfungseinrichtung 14 vorgesehen,
welche eine Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4
ermöglichen.
Die beiden Schwungmassen 3 und 4 sind relativ verdrehbar zueinander über
eine Lagerung 15 gelagert. Die Lagerung 15 umfasst ein Wälzlager in Form
eines einreihigen Kugellagers 16. Der äußere Lagerring 17 des Wälzlagers
16 ist in einer Ausnehmung 18 der Schwungmasse 4 und der innere Lagerring
19 des Wälzlagers 16 ist auf einem zentralen, sich axial von der Kurbel
welle 5 weg ertreckenden und in die Ausnehmung 18 hineinragenden zylin
drischen Zapfen 20 der Schwungmasse 3 angeordnet.
Der innere Lagerring 19 ist mit einer Preßpassung auf dem Zapfen 20 aufge
nommen und zwischen einer Schulter 21 des Zapfens 20 bzw. der Schwungmasse
3 und einer Sicherungsscheibe 22, die auf der Stirnseite des Zapfens 20
befestigt ist, eingespannt.
Das Lager 16 ist gegenüber der Schwungmasse 4 axial gesichert, indem es
unter Zwischenlegung zweier im Querschnitt L-förmiger Ringe 23, 24 axial
zwischen einer Schulter 25 der Schwungmasse 4 und einer über Abstandsbol
zen 26 mit der zweiten Schwungmasse fest verbundenen Scheibe 27 einge
spannt ist.
Die Schwungmasse 3 trägt radial außen einen axialen ringförmigen Ansatz
28, der eine Kammer 29 begrenzt, in der die weitere Dämpfungseinrichtung
14 aufgenommen ist.
Die Kammer 29 ist im wesentlichen durch einen Ringraum 30 gebildet. Der
Ringraum 30 ist radial außen durch den axialen Fortsatz 28 und seitlich
durch von diesem radial nach innen verlaufende und zwischen sich die
Dämpfungseinrichtung 14 aufnehmende Wandungen 31 und 32 begrenzt. Die
seitliche Wandung 31 ist durch den radialen Flansch 33 der Schwungmasse 3,
welcher vom Zapfen 20 sich erstreckt, gebildet. Die seitliche Wandung 32
ist durch eine im wesentlichen unelastische bzw. starre Abdeckung 32
gebildet, die sich radial nach innen zwischen die Dämpfungseinrichtung 14
und die Schwungmasse 4 erstreckt und radial außen an der Schwungmasse 3
bzw. am Flansch 33 befestigt ist.
Zur Sicherstellung der Funktion der hydraulischen Dämpfungseinrichtung 13
ist in der Kammer 29 ein viskoses Dämpfungs- bzw. Schmiermittel vorge
sehen, welches z. B. durch Öl, Fett, pastenförmiges Mittel oder dergleichen
gebildet ist. Das Niveau des Dämpfungs- bzw. Schmiermittels, wie z. B.
Siliconöl, kann dabei - bei drehender Einrichtung 1, das bedeutet also
unter Einwirkung der Fliehkraft - je nach Anwendungsfall bzw. je nach
Erfordernis derart festgelegt werden, daß die radial außen liegenden
Bereiche der zwischen den beiden Schwungmassen wirksamen Federn 34 der
inneren Dämpfungseinrichtung 14 oder sogar die gesamte radiale Erstreckung
dieser Federn 34 in das viskose Dämpfungs- bzw. Schmiermittel eintauchen.
Wie aus Fig. 1 in Verbindung mit Fig. 2 weiterhin hervorgeht, besitzt
die radial äußere, hydraulische Dämpfungseinrichtung 13 über den Umfang
des ringfömrimgen Fortsatzes 28 gleichmäßig verteilte und planetenartig
angeordnete Zahnräder 35. Die Zahnräder 35 sind in axialen Ausnehmungen 36
aufgenommen, welche im radialen Erstreckungsbereich des ringfömrigen
Fortsatzes 28 der Schwungmasse 3 in diesen Fortsatz 28 eingebracht sind.
Die planetenartig angeordneten Zahnräder 35 sind in den zylinderförmigen
Ausnehmungen 36 mit Hilfe von Achsen 37 drehbar gelagert. Die Achsen 37
besitzen einen mittleren Bereich 38 mit einem größeren Durchmesser, auf
dem ein Zahnrad 35 aufgenommen ist, sowie beidseits dieses mittleren
Bereiches 38 sich axial erstreckende, zapfenartige Bereiche 39, 40. Zur
radialen Halterung der Achsen 37 erstrecken sich die zapfenartigen Be
reiche 39, 40 in axiale Bohrungen 41, 42, die in den Boden der axialen
Ausnehmungen 36 sowie in die axial gegenüberliegenden Bereiche der Wandung
32 eingebracht sind.
Die Wandung 32 ist mit dem Flansch 33 über Nietverbindungen 43 verbunden.
Wie aus Fig. 2 ersichtlich ist, sind diese Nietverbindungen 43, in Um
fangsrichtung der Einrichtung betrachtet, zwischen den Zahnrädern 35
vorgesehen.
Die planetenartig angeordneten Zahnräder 35 stehen in Eingriff mit einem
radial innerhalb derselben angeordneten Antriebszahnrad 44. Im radialen
Eingriffsbereich zwischen den Verzahnungen 33a der Zahnräder 35 und der
Verzahnung 44a des Antriebszahnrades 44 ist im ringförmigen Fortsatz 28
der Schwungmasse 3 ein kreisringförmiger Einstich eingebracht, welcher
eine Kammer 45 bildet. In ähnlicher Weise ist ausgehend von der Stirnseite
der Wandung 32, welche den Zahnrädern 35 zugewandt ist, ein Einstich in
diese Wandung 32 eingebracht, der eine kreisringförmige Kammer 46 bildet.
Bei einer relativen Verdrehung zwischen den Schwungmassen 3, 4 wird das von
der Zahnradpumpe 13 geförderte, viskose Medium in eine dieser Kammern
45, 46 gedrückt bzw. gepreßt und aus der anderen der Kammern 46, 45 gesaugt.
Zu beiden Seiten der Zahnräder 35 ist eine Dichtungsplatte bzw. eine
Dichtungsscheibe 47, 48 vorgesehen, die in axialer Richtung verlagerbar
sind und gegen die Zahnräder 35 gedrückt werden. Hierfür weisen die Kam
mern 45, 46 eine Verbindung mit den in Eingriff sich befindlichen Zähnen
der Zahnräder 35 und des Antriebszahnrades 44 auf, welche das zu fördernde
Medium verdrängen. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist diese
Verbindung durch in die Dichtungsscheiben 47, 48 eingebrachte Ausnehmungen
49, 50 gebildet (siehe Fig. 3 und 4). Durch diese Ausnehmungen 49, 50 wird
je nach relativem Drehsinn zwischen den Schwungmassen 3, 4 entweder auf die
den Zahnrädern 35 abgekehrte Seite der Dichtungsscheiben 47, 48 Druckmedium
geleitet oder aber von dieser Seite abgesaugt, wie dies im folgenden noch
näher erläutert wird.
Wie aus Fig. 2 ersichtlich ist, sind die einem Zahnrad 35 zugeordneten
Ausnehmungen 49, 50 gegenüber einer durch die Rotationsachse der Einrich
tung 1 und die Rotationsachse eines Zahnrades 35 verlaufenden Verbindungs
gerade 51 in Umfangsrichtung derart versetzt, daß sie beidseits dieser
Gerade 51 liegen. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind die
Ausnehmungen 49, 50 symmetrisch zu einer Geraden 51 angeordnet.
Wie aus Fig. 3 ersichtlich ist, besitzt die Dichtungsscheibe 47 einen
kreisringartigen inneren Bereich 52, der an seiner radial äußeren Periphe
rie kreisringartige bzw. scheibenförmige radiale Ausleger 53 aufweist, die
über den Umfang des kreisringartigen Bereiches 52 gleichmäßig verteilt
sind. Die radialen Ausleger 53 sind in den axialen Ausnehmungen 36 des
ringförmigen Fortsatzes 28 der Schwungmasse 3 aufgenommen. Der äußere
Durchmesser der scheibenförmigen Ausleger 53 ist an den Durchmesser der
axialen Ausnehmungen 36 angepaßt. Im mittleren Bereich der scheibenförmi
gen Ausleger 53 ist eine Ausnehmung 54 vorgesehen, in welche sich der
mittlere Bereich 38 einer Achse 37 hineinerstreckt.
Wie aus Fig. 4 ersichtlich ist, besitzt die Dichtungsscheibe 48 außer den
Verbindungsausnehmungen 50 weitere Ausnehmungen 55, in welche ebenfalls
der mittlere. Bereich 38 der Achsen 37 sich hineinerstreckt. Die Dichtungs
scheibe 48 besitzt weiterhin radial sich erstreckende Schlitze 56, die von
der radial inneren Kontur der Dichtungsscheibe 48 ausgehen und sich radial
nach außen hin bis in den radialen Bereich der Kammer 46 erstrecken, so
daß diese Kammer 46 über die radialen Schlitze 56 mit dem zentralen Ring
raum 30 verbunden ist. Außerdem sind zwischen den Ausnehmungen 55 Durch
lässe 43a vorgesehen für die Niete der Nietverbindungen 43.
Aus den Fig. 1 und 2 ist ersichtlich, daß das flanschartig ausgebildete
Zahnrad 44 gleichzeitig das Eingangsteil für die innere, in Umfangsrich
tung drehelastische Dämpfungseinrichtung 14 bildet. Die drehelastische
Dämpfungseinrichtung 14 besitzt weiterhin eine Scheibengruppe, nämlich die
zwei beidseits des Zahnrades 44 angeordneten Scheiben 27, 57, die über die
Abstandsbolzen 26 in axialem Abstand miteinander drehfest verbunden und an
der Schwungmasse 4 angelenkt sind. In den Scheiben 27, 57 sowie im An
triebszahnrad 44 sind axial fluchtende Ausnehmungen 58, 59 sowie 60 einge
bracht, in denen die in Umfangsrichtung wirksamen Kraftspeicher 34 in Form
von Schraubenfedern 34 aufgenommen sind.
Die Kraftspeicher 34 wirken einer relativen Verdrehung zwischen dem An
triebszahnrad 44 und den beiden Scheiben 27, 57 entgegen. Der Wirkbereich
der inneren Dämpfungseinrichtung 14 ist bestimmt durch die Länge der sich
in Umfangsrichtung erstreckenden und in das Antriebszahnrad 44 eingebrach
ten Ausnehmungen 44b für die Bolzen 26.
Zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 ist weiterhin eine Reibeinrich
tung 61 vorgesehen, die parallel zur drehelastischen Dämpfungseinrichtung
14 wirksam ist. Diese Reibeinrichtung 61 bewirkt eine Reibungsdämpfung
zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4. Die Reibscheibe 61a wird durch
die Bolzen 26 angesteuert. Hierfür besitzt die Reibscheibe 61a Ausschnitte
61b, in die Nietköpfe der Bolzen axial eingreifen. Es kann dabei vorteil
haft sein, wenn zwischen den Ausschnitten 61b und den Nietköpfen ein
Umfangsspiel vorhanden ist.
Um die Kammer 29 abzudichten und somit ein Austreten des Schmier- bzw.
Dämpfungsmittels zu verhindern, sind zwischen der Stirnseite des axialen
Forstatzes 28 und der Wandung 32 einerseits sowie zwischen der Mantel
fläche der zentralen Bohrung 62 der Wandung 32 und den in diese Bohrung 62
axial eingreifenden axialen Fortsatz 63 der Schwungmasse 4 Dichtungsringe
64, 64a vorgesehen, die bei dem dargestellten Beispiel gemäß Fig. 1 durch
O-Ringe gebildet sind, welche in entsprechenden Nuten aufgenommen sind.
Der Dichtungsring 64 ist radial außerhalb der Zahnräder 35 bzw. der axia
len Ausnehmungen 36 angeordnet. Zur Abdichtung der Kammer 29 ist weiterhin
ein Dichtungsring 65 zwischen dem inneren Lagerring 19 und der äußeren
Mantelfläche des Zapfens 20 vorgesehen sowie ein Dichtungsring 66, der im
Bereich zwischen der Aufnahmebohrung 18 für das Wälzlager 16 und dem im
Querschnitt L-förmigen Ring 24 angeordnet ist. Die Dichtungsringe 65 und
66 sind ebenfalls durch O-Ringe gebildet, welche in entsprechenden Nuten
aufgenommen sind.
Die radial verlaufenden Schenkel 23a, 24a der im Querschnitt L-förmigen
Ringe 23, 24 dienen ebenfalls zur Abdichtung der Kammer 29 nach außen hin,
so daß kein Dämpfungs- bzw. Schmiermittel durch das Lager 16 entweichen
kann.
Im folgenden sei die Funktionsweise der Zahnradpumpe 14 näher erläutert:
Bei Zugbetrieb, das heißt wenn von der Brennkraftmaschine über die Kurbel
welle 5 und die Drehmomentübertragungseinrichtung 1 die Getriebeeingangs
welle 10 angetrieben wird, wird viskoses Medium aus der dann als Ansaug
kammer bzw. Versorgungskammer für die Zahnräder 35 und 44 dienende Kammer
46 entzogen und durch die Zahnräder in die dann als Druckkammer dienende
Kammer 45 gepreßt. Aufgrund der Leckverluste infolge der vorhandenen
Spalte z. B. zwischen den Zahnflanken sowie zwischen Druckseite und Saug
seite der Zahnradpumpe, welche durch Herstellungstoleranzen bedingt sind
oder gezielt dimensioniert wurden, kann aus der Druckkammer 45 viskoses
Medum entweichen, so daß die Zahnräder 35 durch das Antriebszahnrad 44 um
die Achsen 37 verdreht werden, wodurch zwischen den beiden Schwungmassen
3, 4 eine Relativverdrehung bzw. ein Schlupf auftritt. Die Geschwindigkeit
dieser unbegrenzten Relativverdrehung ist abhängig von dem übertragenen
Moment und zu diesem zumindest annähernd proportional von dem übertragenen
Moment. Das bedeutet also, daß bei großen Momentenstößen die Schlupfge
schwindigkeit zwischen den Schwungmassen 3, 4 größer wird, wodurch diese
Stöße abgefangen bzw. gedämpft werden können. Das aufgrund der Leckver
luste aus der Kammer 46 abgesaugte Volumen an viskosem Medium kann aus dem
Ringraum 30 über die radialen Schlitze 56 in die Kammer 46 nachfließen.
Zur Vermeidung zu großer Leckverluste im Zugbetrieb ist radial innerhalb
der Kammer 45 sowie axial zwischen der Anlagefläche der Schwungmasse 3 für
die Dichtungsscheibe 47 und dieser axial verlagerbaren Dichtungsscheibe 47
eine Dichtung, welche bei dem dargestellen Ausführungsbeispiel durch einen
O-Ring 67 gebildet ist, vorgesehen. Zur Aufnahme dieses O-Ringes 67 ist
in der Schwungmasse 3 ein Einstich eingebracht. Durch die axiale Verfor
mung des O-Ringes 67 wird eine Axialkraft auf die Scheibe 47 ausgeübt, so
daß diese gegen die Zahnräder 35 gedrückt wird.
Durch den in der Kammer 45 entstehenden Druck wird die axial verlagerbare
Dichtungsscheibe 47 gegen die Zahnräder 35 angepreßt, so daß diese Zahnrä
der 35 zwischen der Dichtungsscheibe 47 und der Dichtungsscheibe 48,
welche sich axial an der Schwungmasse 4 abstützt, eingespannt werden.
Weiterhin wird zwischen den beiden Dichtungsscheiben 47, 48 der radial
äußere Bereich des Antriebszahnrades 44, welcher sich zwischen die beiden
Dichtungsscheiben 47, 48 radial hineinerstreckt, eingespannt. Die axiale
Einspannung der Zahnräder 35 und 44 bewirkt, daß bei einer Relativverdre
hung derselben eine zusätzliche Reibungsdämpfung zwischen den Zahnrädern
35, 44 und den Dichtungsscheiben 47, 48 erzeugt wird. Die Höhe der Reibungs
dämpfung ist abhängig von dem in der Druckkammer 45 herrschenden Druck.
Bei Schubbetrieb, das heißt wenn von den Antriebsrädern des Kraftfahrzeu
ges über die Getriebewelle 10 und die Drehmomentübertragungseinrichtung 1
ein Moment auf die Brennkraftmaschine übertragen wird, wird viskoses
Medium aus der dann als Ansaugkammer bzw. Versorgungskammer für die Zahn
räder 35 und 44 dienenden Kammer 45 entzogen und durch die Zahnräder in
die dann als Druckkammer dienende Kammer 46 gepreßt. Aufgrund der bereits
erwähnten Leckverluste und der durch die radialen Schlitze 56 der Dich
tungsscheibe 48 gebildeten Kanäle zwischen der Druckkammer 46 und dem
inneren Ringraum 30 kann aus der Druckkammer 46 viskoses Medium gepreßt
werden. Aufgrund dieser Leckverluste bzw. der vorbestimmten Fördermenge
der Pumpe 13 können die Zahnräder 35 durch das Antriebszahnrad 44 verdreht
werden, wodurch wiederum zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 ein
Schlupf auftritt, der abhängig ist von dem zwischen den beiden Schwungmas
se 3 und 4 anstehenden Moment.
Durch die gezielt dimensionierten Schlitze 56, welche ähnlich einer Dros
sel wirken, kann der gewünschte Schlupf bestimmt werden. Aufgrund dieser
Schlitze 56 ist der Schlupf zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 in
Schubrichtung größer als in Zugrichtung.
Weiterhin wird bei Betrieb der Drehmomentübertragungseinrichtung 1 in
Schubrichtung das viskose Medium durch die Zahnradpumpe 13 aus der Kammer
45 herausgesaugt, da diese abgesehen von den eventuell vorhandenen Undich
tigkeiten keine Verbindung mit dem als Vorratstraum für das viskose Medium
dienenden Ringraum 30 aufweist. Dadurch wirkt nach einer gewissen
Betriebszeit in Schubrichtung die Zahnradpumpe 13 freilaufähnlich, da die
Zahnradpumpe 13 nach einer gewissen Betriebszeit in Schubrichtung nicht
mehr mit viskosem Medium aus der Kammer 45 versorgt wird. Während dieser
Betriebsphase kann in der Kammer 45 Unterdruck entstehen, jedoch kann
dieser höchstens 1 bar betragen.
Solange während der Schubphase in der Kammer 46 Druck vorhanden ist, wird
die Dichtungsscheibe 48 axial gegen die Zahnräder 35 und 44 beaufschlagt,
so daß diese zwischen den beiden Dichtungsscheiben 47, 48 axial eingespannt
werden. Durch diese Einspannung wird bewirkt, daß bei Rotation der Zahnrä
der 35 und 44 eine Reibungsdämpfung zwischen diesen Zahnrädern 35,44 und
den beiden Dichtungsscheiben 47, 48 auftritt. Die bei Schubbetrieb auftre
tende Reibungsdämpfung ist jedoch geringer als im Zugbetrieb, da der sich
in der Druckkammer 46 aufbauende Druck geringer ist als der während der
Zugphase in der Kammer 45 sich aufbauende Druck.
Für manche Einsatzfälle kann es vorteilhaft sein, wenn im Schubbetrieb die
zur Dämpfungswirkung der Zahnradpumpe 13 parallel geschaltete
Reibungsdämpfung zwischen den Dichtungsscheiben 47, 48 und den Zahnrädern
35, 44 auf ein Minimum reduziert wird. Dies kann durch axiale Festlegung
der Dichtungsscheibe 48 gegenüber der Wandung 32 sichergestellt werden.
Diese axiale Fixierung kann dadurch erfolgen, daß die Ausnehmungen 55
(siehe Fig. 2) der Dichtungsscheibe 48 an den Außendurchmesser der zap
fenartigen Bereiche 40 der Achsen 37 angepaßt werden, so daß die Dich
tungsscheibe 48 axial zwischen den mittleren Bereichen 38 der Achsen 37
und der Wandung 32 eingespannt ist bzw. sich an den mittleren Bereichen 38
der Achsen 37 axial abstützen kann. Dadurch wird erreicht, daß bei Auf
treten eines Druckes in der Kammer 46 die Dichtungsscheibe 48 sich über
die Achsen 37 an dem Flansch 33 abstützen kann, wodurch die Zahnräder 35
und 44 nicht zwischen den beiden Dichtungsscheiben 47, 48 eingespannt
werden können.
Die Kraftspeicher 34 des mit der Zahnradpumpe in Reihe geschalteten dreh
elastischen Dämpfers 14 werden entprechend dem zwischen den beiden
Schwungmassen 3 und 4 anstehenden Moment komprimiert und zwar bis die
zwischen den Bolzen 26 und den in Umfangsrichtung sich erstreckenden
Ausschnitte 44b des Antriebszahnrades bzw. Flansches 44 vorhandene Ver
drehspiel aufgebraucht ist. Danach ist der innere drehelastische Dämpfer
14 blockiert und lediglich die äußere Zahnradpumpe 13 bleibt wirksam.
Wie insbesondere aus dem in Fig. 1 dargestellen Schnitt ersichtlich ist,
wird durch den Aufbau der Drehmomentübertragungseinrichtung 1 sicherge
stellt, daß beim Betätigen der Reibungskupplung 7 die hierfür erforder
lichen Axialkräfte durch die Lagerung 15 abgefangen werden, so daß die
Zahnradpumpe 13 nicht beeinflußt wird, das bedeutet, daß die Zahnradpumpe
13 unabhängig ist von der Betätigung der Reibungskupplung 7 bzw. die
Charakteristik der Zahnradpumpe 13 wird von der Betätigungskraft der
Reibungskupplung 7 nicht beeinflußt.
Bei der in Fig. 5 teilweise dargestellten Drehmomentübertragungseinrich
tung 101 ist zwischen der im Zugbetrieb als Druckkammer dienenden Kammer
145 und der Ansaugkammer 146 ein Druckbegrenzungsventil 170 angeordnet.
Das Druckbegrenzungsventil 170 ist gebildet durch eine axiale Bohrung 171,
welche, in Umfangsrichtung betrachtet, im Bereich zwischen den Zahnrädern
35 (siehe Fig. 2) in den ringförmigen Fortsatz 128 eingebracht ist und
einen Verschlußkörper in Form einer Kunstoffkugel 172 sowie eine Ver
schlußfeder in Form einer Schraubenfeder 173 aufnimmt. Die Feder 173
beaufschlagt die Kugel 172 gegen den durch die Bohrung 171 gebildeten
konischen Sitz 174. Die Bohrung 171 ist einerseits über einen radialen
Kanal 175 mit der Kammer 145 und andererseits über einen in die Dichtungs
scheibe 148 eingebrachten radialen Schlitz 176 mit der Kammer 146 verbun
den. Durch entsprechende Dimensionierung der Vorspannung der Feder 173
kann der Druck, bei welchem das Ventil 170 öffnet, gezielt definiert
werden. Sobald das Ventil 170 bei einem bestimmten Druck, welcher Wiederum
einem bestimmten zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 anstehenden
Moment entspricht, öffnet, entsteht zwischen den beiden Schwungmassen 3
und 4 ein größerer Schlupf, da das viskose Medium aus der Druckkammer 145
über den radialen Kanal 175, das Ventil 170 und den radialen Schlitz 176
in die Kammer 146 entweichen kann. Mit Hilfe des Druckbegrenzungsventils
170 können also ungewollte Drehmomentstöße im Abtriebsstrang der Brenn
kraftmaschine gedämpft bzw. abgebaut werden.
Bei einer Drehmomentübertragungseinrichtung gemäß den Fig. 1 bis 4
können selbstverständlich mehrere, über den Umfang gleichmäßig verteilte
Druckbegrenzungsventile 170 vorgesehen werden.
Bei der in Fig. 6 teilweise gezeigten weiteren Ausführungsform 201 der
Erfindung ist ein fliehkraftabhängiges Drosselventil 270 vorhanden. Das
Ventil 270 besteht aus einem Ventilkörper in Form einer Zylinderrolle 272,
die in einer, in radialer Richtung länglichen Aufnahmeausnehmung 271
aufgenommen ist. Die Zylinderrolle schließt bei einer Bewegung radial nach
außen unter Fliehkrafteinwirkung eine Drosselöffnung 277, die über einen
Kanal 275 mit der im Zugbetrieb die Druckkammer bildenden Kammer 245
verbunden ist. Die Aufnahmeausnehmung ist weiterhin mit der im Zugbetrieb
als Saugkammer dienenden Kammer 246 über radiale Schlitze 276, welche in
die Dichtungsscheibe 248 eingebracht sind, verbunden. Bei ausreichend
hohem Druck in der Kammer 245 kann viskoses Medium über den Kanal 275, das
Fliehkraftventil 270 und den radialen Schlitz 276 von der Kammer 245 in
die Kammer 246 durch die Zahnradpumpe 213 gefördert werden. Durch das
geförderte Volumen an viskosem Medium wird der zwischen den beiden
Schwungmassen 3 und 4 auftretende Schlupf bzw. die relative Drehgeschwin
digkeit zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 bestimmt. Dieses Volumen
ist abhängig von dem zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 anstehenden
Moment sowie von der auf die Zylinderrolle 272 einwirkenden Fliehkraft.
Das Gewicht der Rolle kann derart gewählt werden, daß in einem bestimmten
Drehzahlbereich der Brennkraftmaschine oberhalb der Leerlaufdrehzahl und
bei normalen Betriebsverhältnissen die Drosselöffnung 277 geschlossen ist,
so daß zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 kein Schlupf vorhanden
ist bzw. dieser Schlupf auf ein Minimum reduziert wird und zwar auf das
Minimum, welches aufgrund von Undichtigkeiten im hydrostatischen Dämpfer
213 bzw. in der hydrostatischen Kupplung 213 bedingt ist. In geringeren
Drehzahlbereichen z. B. unterhalb oder nahe der Leerlaufdrehzahl, kann das
Drosselventil bereits bei geringeren Druckanstiegen in der Kammer 245
öffnen.
Je nach Einsatzbedingung bzw. der gewünschten Charakteristik der Zahnrad
pumpe 213 bzw. des hydrostatischen Dämpfers 213 bzw. der hydrostatischen
Kupplung 213 kann die Charakteristik bzw. die Kennlinie des fliehkraftab
hängigen Drosselventils 270 durch einen auf den Ventilkörper 272 einwir
kenden Kraftspeicher beeinflußt werden. Es kann z. B., wie in Fig. 6
schematisch angedeutet, ein Kraftspeicher 278, wie z. B. eine Feder, vor
gesehen werden, welche den Ventilkörper 272 radial nach außen gegen die
Drosselöffnung 277 drückt, so daß auch bei nicht rotierender Drehmoment
übertragungseinrichtung die Drosselöffnung 277 geschlossen ist. Erst bei
Vorhandensein eines ausreichend großen Überdruckes in der Kammer 245 kann
das Drosselventil 270 entgegen der Kraft der Feder 278 und gegebenenfalls
der auf den Ventilkörper 272 einwirkenden Fliehkraft geöffnet werden.
Gemäß einer weiteren, nicht dargestellten Ausführungsform kann auch ein
Kraftspeicher vorgesehen werden, welcher den Ventilkörper 272 radial nach
innen beaufschlagt, so daß die auf den Ventilkörper 272 bei Rotation der
Drehmomentübertragungseinrichtung einwirkende Fliehkraft diesen Kraftspei
cher überwinden muß, um die Drosselöffnung 277 zu schließen.
Das Drosselventil 270 gemäß Figur. 6 kann ähnlich wie das Druckbegrenzungs
ventil gemäß Fig. 5 in Umfangsrichtung zwischen die Zahnräder 35 gemäß
Fig. 1 angeordnet werden. Für manche Einsatzfälle kann es auch vorteil
haft sein, wenn sowohl Druckbegrenzungsventile 170 als auch fliehkraftab
hängige Drosselventile 270 in der Einrichtung verwendet werden.
Fig. 7 zeigt ein weiteres Ventil, das bei einer erfindungsgemäßen Drehmo
mentübertragungseinrichtung verwendet werden kann. Dieses Ventil 370 ist
ebenfalls fliehkraftabhängig und besitzt einen Ventilkörper 372, der über
einen Kraftspeicher 378 radial nach innen beaufschlagt wird. Der Kraft
speicher 378 und der Ventilkörper 372 sind in einer radialen Bohrung 371
der Schwungmasse 3 aufgenommen. Die radiale Bohrung 371 ist radial nach
außen durch eine Schraube 379, an der sich der Kraftspeicher 378 abstützt,
verschlossen. über diese Schraube 379 kann die Vorspannung des Kraftspei
chers 378 eingestellt werden. Von der Bohrung 371 gehen Kanäle 375 und 376
aus, welche mit Kammern 345, 346, die den Kammern 45 und 46 gemäß Fig. 1
entsprechen, verbunden sind. Der Ventilkörper 372 besitzt eine Bohrung
372a, über die die beiden Kanäle 375, 376 verbunden werden können. Die
Bohrung 372a ist derart angeordnet und der Kraftspeicher 378 derart ausge
legt, daß in einem unteren Drehzahlbereich der Brennkraftmaschine, z. B.
unterhalb der Leerlaufdrehzahl die Bohrung 372a gegenüber den Kanälen 375,
376 radial versetzt ist, so daß zwischen diesen Kanälen keine Verbindung
vorhanden ist. Somit kann auch kein viskoses Medium über die Kanäle 375,
376 von der Druckseite auf die Saugseite der Zahnradpumpe 313 gelangen. In
einem mittleren Drehzahlbereich überlagert sich die Bohrung 372a mit den
Kanälen 375 und 376, so daß dann viskoses Medium über das Ventil 370
zirkulieren kann. Mit zunehmender Drehzahl wird die auf den Ventilkörper
372 einwirkende Fliehkraft größer, so daß der Kraftspeicher 378 weiter
komprimiert wird und somit die Bohrung 372a gegenüber den Kanälen 375, 376
radial nach außen hin wandert, wodurch die Verbindung zwischen den beiden
Kanälen 375 und 376 in einem oberen Drehzahlbereich unterbrochen wird.
Somit kann bei höheren Drehzahlen der Brennkraftmaschine kein viskoses
Medium mehr über das Ventil 370 zirkulieren.
Die Charakteristik bzw. die Kennlinie des Ventils 370 gemäß Fig. 7 kann
durch entsprechende Ausbildung des Kraftspeichers 378 und der Form der
Bohrung 372 an den jeweiligen Einsatzfall angepaßt werden. Es kann vor
teilhaft sein, wenn der Kraftspeicher 378 keine lineare Kennlinie auf
weist.
Der Ventilkörper 372 des Ventiles 370 gemäß Fig. 7 kann gemäß einer
weiteren, nicht gezeigten Ausführungsform mehrere Bohrungen, welche die
Kanäle 375, 376 verbinden können, aufweisen. Diese Bohrungen können dabei
in den Ventilkörper 372 derart eingebracht sein, daß in einem unteren
Drehzahlbereich der Brennkraftmaschine eine Verbindung zwischen den beiden
Kanälen 375, 376 vorhanden ist, in einem mittleren Bereich diese Verbin
dung unterbrochen ist und in einem höheren Drehzahlbereich durch eine
radial weiter innen liegende Bohrung im Ventilkörper 372 diese Verbindung
zwischen den Kanälen 375, 376 wieder hergestellt wird.
Bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungbeispiel der Drehmomentüber
tragungseinrichtung ist die Kupplungsscheibe 9 als starre Scheibe ausge
bildet. Für manche Anwendungsfälle kann es jedoch vorteilhaft sein, wenn
eine Kupplungsscheibe mit einem Torsionsdämpfer verwendet wird. Der
Torsionsdämpfer der Kupplungsscheibe kann dabei mehrstufig sein, wobei
mindestens eine Stufe für den Leerlaufbereich und mindestens eine Stufe
für den Lastbereich vorhanden sein kann. Für manche Anwendungsfälle kann
es jedoch zweckmäßig sein, wenn die Kupplungsscheibe lediglich einen für
den Leerlaufbereich ausgelegten Torsionsdämpfer aufweist. Weiterhin kann
der Torsionsdämpfer der Kupplungsscheibe mindestens eine Reibeinrichtung
umfassen. Dabei kann die Reibeinrichtung mehrere Reibstufen aufweisen, die
nacheinander zur Wirkung kommen und auch sogenannte Lastreibeinrichtungen
oder verschleppte Reibeinrichtungen bilden können.