DE3816632A1

DE3816632A1 - Drehmomentuebertragungsanordnung

Info

Publication number: DE3816632A1
Application number: DE3816632A
Authority: DE
Inventors: Toji Takemura; Takashi Okubo
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1987-05-14
Filing date: 1988-05-16
Publication date: 1988-12-01
Anticipated expiration: 2008-05-17
Also published as: DE3816632C2; JPH0826902B2; JPS63285334A; US4921085A

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Drehmomentübertragungsanordnung für Kraftfahrzeuge, insbesondere zur Verwendung als eine Drehmomentübertragungs- bzw. -aufteilungseinheit zur Vewendung mit einem Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb, in der Form eines drehzahldifferenzabhängigen Verbindungsgliedes bzw. Gelenkes.

Eine Drehmomentübertragungsanordnung für Kraftfahrzeuge wurde durch die Anmelder bereits in der US-SN 58 209, eingereicht am 4. Juli 1987 erwogen. Die Drehmomentübertragungsanordnung umfaßt dabei ein erstes Drehteil, das integral mit entweder einer Eingangs- oder Ausgangswelle ausgebildet ist und mit einer Kurvensteuerfläche an seiner inneren Umfangswandung versehen ist. In das erste Drehteil ist ein zweites Drehteil eingesetzt, das integral mit einer zugehörigen anderen, entsprechenden Ausgangs- oder Eingangswelle ausgebildet ist. Durch das zweite Drehteil werden Nockensteuerkörper gelagert. Die Nockensteuerkörper sind in sich radial nach außen öffnenden zylindrischen Bohrungen aufgenommen, die in dem zweiten Drehteil ausgenommen sind und folgen der zugewandten umgebenden Kurvensteuerfläche des ersten Drehteils während einer relativen Drehzahldifferenz zwischen dem ersten und zweiten Drehteil, so daß sie hin und her bewegt werden, um Kammern veränderlichen Volumens zu begrenzen, die mit einem Hydraulikfluid gefüllt sind. Die Zuführung von Hydraulikfluid zu jeder dieser Kammern mit veränderlichem Volumen und die Abführung von Hydraulikfluid aus diesen wird durch einen Hydraulikkreis bewirkt. Der Hydraulikkreis weist Strömungsdrosseleinrichtungen zur Drosselung der Strömung des Hydraulikfluides auf, die außerhalb jeder der in ihrem Volumen veränderlichen Kammern angeordnet sind, um einen Druckanstieg zu verursachen, der den zugörigen Nockensteuerkörper in fester Anlage an der Nockensteuerfläche des ersten Drehteiles hält. Auf diese Weise wird eine Übertragung des Drehmomentes über den Eingriff der Nockensteuerkörper mit der Kurvensteuerfläche erreicht.

Eine derartige, anmelderseitig bereits erwogene Drehmomentübertragungsanordnung ist jedoch insofern nicht ganz befriedigend, als sie zu beträchtlichen Drehmomentschwankungen während der Drehmomentübertragung dann führt, wenn eine Drehzahldifferenz zwischen dem ersten und zweiten Drehteil auftritt. Diese Drehmomentänderung verursacht die Erzeugung von Geräuschen und Schwingungen, die ins Innere des Fahrgastraumes übertragen werden, wenn diese Drehmomentübertragungsanordnung im Antriebszug eines Fahrzeugtriebes verwendet wird.

Es ist daher ein Ziel der vorliegenden Erfindung, eine Drehmomentübertragungsanordnung der vorerwähnten Art zur schaffen, derart, daß Drehmomentschwankungen oder eine Drehmomentänderung bei Auftreten von unterschiedlichen Relativgeschwindigkeiten bzw. Drehzahldifferenzen zwischen den zugehörigen Eingriffsgliedern im wesentlichen beseitigt oder zumindest minimiert sind.

Die vorerwähnte Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine Drehmomentübertragungsanordnung gelöst, die aufweist:
ein erstes Drehteil;
ein zweites Drehteil, das in dem ersten Drehteil angeordnet ist; und
eine Hydraulikfluideinrichtung zur Übertragung zumindest eines Teiles des Eingangsdrehmomentes von entweder dem ersten oder dem zweiten Drehteil auf das jeweils andere Drehteil in Abhängigkeit von einer Drehzahl des zweiten Drehteiles und auch in Abhängigkeit von einer Drehzahldifferenz, die zwischen dem ersten Drehteil und dem zweiten Drehteil auftritt,
wobei die Hydraulikfluideinrichtung eine innere Nockensteuerfläche, die an dem ersten Drehteil ausgebildet ist und das zweite Drehteil umgibt, Kurveneingriffsglieder, die in sich radial nach außen erstreckenden Bohrungen, ausgenommen in dem zweiten Drehteil, in Gleiteingriff mit der Nockensteuerfläche und in Abhängigkeit von der Drehzahldifferenz hin- und herbewegbar sind, um jeweils Kammern von veränderlichem Volumen in den zugehörigen, sich radial nach außen öffnenden Bohrungen zu begrenzen, sowie eine Einrichtung enthält zur Begrenzung bzw. Drosselung der Strömung des Hydraulikfluides, das aus jeder der volumenveränderlichen Kammern während eines Ausförderhubes des zugehörigen Kurveneingriffsgliedes abgegeben wird,
wobei die Kurvensteuerfläche derart konstruiert ist, daß unabhängig von der Winkellage des zweiten Drehteiles relativ zu dem ersten Drehteil im wesentlichen das gleiche Verhältnis bzw. der gleiche Teil des Eingangsdrehmomentes von entweder dem ersten auf das zweite Drehteil oder von dem zweiten Drehteil auf das erste Drehteil während des Auftretens einer Drehzahldifferenz zwischen diesen Drehteilen übertragen wird.

Vorzugsweise weist das zweite Drehteil eine Drehachse auf und ist jedes der Kurveneingriffsglieder in Gleitkontakt mit der Kurvensteuerfläche an zwei Stellen, die axial entlang der Drehachse versetzt bzw. voneinander getrennt sind.

Die Erfindung wird nachstehend anhand von Ausführungsbeispielen und zugehörigen Zeichnungen näher erläutert. In diesen zeigen:

Fig. 1 einen Radialschnitt eines ersten Ausführungsbeispieles einer Drehmomentübertragungsanordnung nach der vorliegenden Erfindung,

Fig. 2 einen Axialschnitt entlang der Linie I-I nach Fig. 1,

Fig. 3 eine schematische Draufsicht auf den Antriebszug eines Fahrzeuges mit Vierradantrieb und Anwendung des ersten Ausführungsbeispieles der Erfindung,

Fig. 4 eine schematische Darstellung, die verwendet wird, um verschiedene Parameter zu erläutern, die bei der Bestimmung der Kontur einer Kurvensteuerfläche von Bedeutung sind,

Fig. 5 Drehmomentkennlinien,

Fig. 6 eine Drehmomentübertragungscharakteristik, die durch das erste Ausführungsbeispiel der Erfindung erreicht wird,

Fig. 7 eine schematische Teilschnittdarstellung eines zweiten Ausführungsbeispieles einer Drehmomentübertragungsanordnung,

Fig. 8 einen Spannungsellipsoid im Falle einer Einpunktberührung,

Fig. 9 einen Spannungsellipsoid im Falle einer Zweipunktberührung,

Fig. 10 eine Ansicht ähnlich derjenigen in Fig. 12, mit einem dritten Ausführungsbeispiel einer Drehmomentübertragungsanordnung nach der vorliegenden Erfindung,

Fig. 11 eine Ansicht ähnlich derjenigen in Fig. 3, mit einem Antriebszug eines Fahrzeuges mit Vierradantrieb, enthaltend ein viertes Ausführungsbeispiel einer Drehmomentübertragungsanordnung nach der vorliegenden Erfindung, und

Fig. 12 einen Axialschnitt des vierten Ausführungsbeispieles der Erfindung.

Bezugnehmend auf die beigefügten Zeichnungen werden nachfolgend Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung erläutert. In jedem dieser Ausführungsbeispiele ist die Erfindung als ein drehzahldifferenzabhängiges Verbindungsglied bzw. Gelenk ausgestaltet, das in einem Antriebszug für ein Fahrzeug mit Vierradantrieb, und zwar eines Fahrzeuges mit Hinterradantrieb und hintenliegendem Motor angeordnet ist.

Bezugnehmend auf die Fig. 1 bis 3 wird die Konstruktion und der Aufbau des ersten Ausführungsbeispieles einer Drehmomentübertragungsanordnung nach der vorliegenden Erfindung in Form eines drehzahldifferenzabhängigen Verbindungsgliedes A 1 erläutert.

Wie in Fig. 3 gezeigt ist, ist das drehzahldifferenzabhängige Verbindungsglied A 1 in einem Vorderrad-Antriebssystem eines Kraftfahrzeuges mit Vierradantrieb eingebaut, das als Grundlage einen Hinterradantrieb verwendet.

Die erfindungsgemäße Drehmomentübertragungsanordnung wird als Zentraldifferential verwendet und als ein Drehmomentaufteilungssystem, für die Übertragung des Drehmomentes auf die Vorderäder.

Betreffend die Antriebssysteme eines vierradgetriebenen Fahrzeuges, an dem das erste Ausführungsbeispiels des Verbindungsgliedes A 1 angewandt wird, weist das Hinterrad-Antriebssystem einen Heckmotor 1, ein Getriebe 2 (mit einer Kupplung), ein Hinterachsdifferential 3, Hinterachsantriebswelle 4, 5, hintere Antriebswellengelenke 6 und Hinterräder 7, 8 auf. Das Vorderad-Antriebssystem umfaßt einen Übertragungsgetriebezug 9, eine hintere Kardanwelle 10, das vorerwähnte drehzahldifferenzabhängige Verbindungsglied bzw. Gelenk A 1, eine vordere Kardanwelle 12, ein Universalgelenk 13, ein Zentrallager 14, ein vorderes Differential 15, vordere Antriebs- bzw. Gelenkwelle 16, 17, vordere Antriebswellengelenke 18 und Vorderäder 19, 20. Die zentrale Kardanwelle 11 und die vordere Kardanwelle 12 dienen als Eingangswelle zu bzw. als Ausgangswelle von dem drehzahldifferenzabhängigen Verbindungsglied bzw. Gelenk A 1.

Nachfolgend wird der Aufbau des drehzahldifferenzabhängigen Verbindungsgliedes A 1 - nachfolgend als Gelenk bezeichnet - erläutert.

Wie in den Fig. 1 und 2 gezeigt ist, weist das erste Ausführungsbeispiel des drehzahlabhängigen Gelenkes A 1 ein erstes Drehteil in Form eines Antriebsgehäuses 30, ein zweites Drehteil in Form eines Rotors 40, Nockensteuerkörper in Form von Antriebskolben 50, sich radial nach außen öffnende Bohrungen in Form von Zylinderbohrungen 42, volumenveränderliche Hydraulikfluidkammern in Form der Zylinderkammern 60, Ausgleichskanäle 70, Regulierkanäle 90, Entlastungskanäle 90 und eine Speicherkammer 100 auf.

Das Antriebsgehäuse 30 ist fest an der Eingangswelle in Form der zentralen Kardanwelle 11 durch Schrauben befestigt. Entlang der inneren Umfangswandung des Antriebsgehäuses 30 ist eine innere Kurvensteuerfläche 31 ausgebildet. Die Kurvensteuerfläche 31 besitzt eine solche Kontur, daß unabhängig von der Winkellage des Rotors 40 relativ zu dem Antriebsgehäuse 30. D. h. bei jeder Winkellage des Rotors 40 im wesentlichen das gleiche Verhältnis bzw. der gleiche Teil des Eingangsdrehmomentes von dem Rotor 40 auf das Antriebsgehäuse 50 beim Auftreten einer Drehzahldifferenz zwischen dem Rotor 40 und dem Antriebsgehäuse 30 übertragen wird. Mit anderen Worten besitzt die Kurvensteuerfläche 31 eine solche Kurvenform, daß das Gesamtdrehmoment T, das von einen auf das andere Teil bezüglich des ersten und zweiten Drehteiles während einer relativen Drehzahldifferenz bei einer Winkellage R, die irgendeine mögliche Winkellage zwischen dem ersten und zweiten Drehteil ist, im wesentlichen das gleiche ist wie das Gesamtdrehmoment, das während einer relativen Drehzahldifferenz zwischen erstem und zweitem Drehteil unter irgendeiner anderen Winkellage, die durch diese Teile eingenommen wird, übertragen wird.

Der Rotor 40 ist in dem Antriebsgehäuse 30 angeordnet und wird durch die Nockensteuerfläche 31 umhüllt. Er ist fest an der Ausgangswelle, die die vordere Kardanwelle 12 bildet, durch Schrauben befestigt, eine Axialbewegung des Rotors 40 relativ zu dem Antriebsgehäuse 30 wird durch eine Anschlagplatte 41 (siehe Fig. 2) verhindert, die an dem Antriebsgehäuse 30 durch Schrauben befestigt ist, ohne daß hierdurch eine relative Drehbewegung behindert wird, so daß diese zugelassen ist. Wie am besten aus Fig. 1 ersichtlich, ist der Rotor 40 mit sechs solcher sich radial nach außen öffnender Zylinderbohrungen 42 versehen, deren eine Endöffnung sich jeweils gegenüberliegend zu der Kurvensteuerfläche 31 öffnet. Diese Zylinderbohrungen 42 sind mit ihren Öffnungen abfolgend in gleichen Winkelabständen äquidistant angeordnet.

Die Antriebskolben 50 sind gleitbar in den zugehörigen Zylinderbohrungen 42 fluiddicht unter Verwendung von Dichtungsringen 51 angeordnet. Jeder der Antriebskolben 50 hat ein kugelkalottenartig gerundetes vorderes Ende 50 a, das in Gleiteingriff und Anlage mit der Kurvensteuerfläche 31 ist.

Der Krümmungsradius jedes der gerundeten Enden 50 a ist größer als der Radius einer Antriebskugel, die gleitbar in die zugehörige Zylinderbohrung 42 eingesetzt wäre, andererseits aber geringer als der Krümmungsradius an irgendeiner Stelle der Kurvensteuerfläche 31. Diese Festlegung ist für eine erhöhte bauliche Festigkeit für die Übertragung hoher Drehmomente besonders günstig und wirksam.

Die volumenveränderlichen Zylinderkammern 30 werden in den Zylinderbohrungen 42 durch die zugehörigen Antriebskolben 50 begrenzt. Jede dieser Zylinderkammern 60 ist einer Volumenveränderung unterworfen, wenn die zugehörigen Antriebskolben Hubbewegungen ausführen.

Die drei Ausgleichskanäle 70 sind in dem Rotor 40 ausgebildet, wobei sie jeweils die Zylinderkammern 60 gleichphasig während des hin- und hergehenden Hubes der Antriebskolben 50 verbinden. Sie besitzen jeweils axiale Zweigkanäle, die zu der Speicherkammer 100 führen. Wie am besten in Fig. 2 zu sehen, ist eine Drosselstelle 72 in jedem der axialen Kanäle 71 vorgesehen. Der Regulierkanal 80 ist vorgesehen, um eine Verbindung zwischen der Speicherkammer 100 und jeder der Zylinderkammern 60 herzustellen und er umfaßt einen zentralen Axialkanal 82 und drei Radialkanäle 81, die sich radial von dem mittleren Axialkanal 82 aus erstrecken. In jedem der Radialkanäle 81 ist ein Rückschlagventil 82 vorgesehen, das eine Kugel enthält und vorgesehen ist, um lediglich eine Hydraulikfluidströmung in einer Richtung zu der zugehörigen Zylinderkammer 60 von der Speicherkammer 100 aus zuzulassen. Das Rückschlagventil 83 enthält eine Ventilkugel 83 a, eine Ventilfeder 83 b und einen Ventilkäfig 83 c.

Die Entlastungskanäle 90 sind vorgesehen, um eine Verbindung zwischen der Speicherkammer 100 und jeder solchen Zylinderkammer 60 herzustellen, die nicht mit einem der Radialkanäle 81 des Regulierkanales 80 verbunden ist. Die Entlastungskanäle 90 umfassen drei Axialkanäle 92 und drei Radialkanäle 93, die sich radial von den Axialkanälen 92 aus jeweils erstrecken. Wie am besten aus Fig. 2 ersichtlich, ist in jedem der Axialkanäle 92 ein Entlastungsventil 93 vom Kugelventiltyp vorgesehen. Die Entlastungsventile 93 enthalten eine Ventilkugel 93 a, eine Ventilfeder 93 b und einen Ventilkäfig 93 c.

Die Speicherkammer 90 ist veränderlich, um eine Veränderung im Volumen des Hydraulikfluides, das in den Zylinderkammern 60, den Ausgleichskanälen 70, dem Regulierkanal 80 und den Entlastungskanälen 90 enthalten ist, aufzunehmen. Die Speicherkammer 100 wird durch einen Speicherkolben 101 begrenzt, der fluiddicht gleitbar durch den Rotor 40 für eine axiale hin- und hergehende Bewegung relativ zu dem Rotor 40 gelagert ist. Der Speicherkolben 101 wird durch eine Schraubenfeder 103 vorgespannt, die betrieblich zwischen dem Speicherkolben 101 und einem Federlager 102 angeordnet ist. Im Mittelteil des Speicherkolbens 101 ist ein Dichtungsstopfen 104 angeordnet, um Luft und Hydraulikfluid entfernen zu können. Durch diesen Dichtungstropfen 104 kann das Entfernen von Luft und Hydraulikfluid in kurzer Zeit ausgeführt werden, woduch eine Unwucht bei der Drehung des Rotors 40 vermieden wird.

Nachfolgend wird die Kontur der Kurvensteuerfläche 31, wie sie in Fig. 1 gezeigt ist, erläutert.

Die Bezugszeichen, die in Fig. 4 und in jeder der nachfolgenden Gleichungen verwendet werden, haben die folgende Bedeutung:

R:Der Winkel, durch den sich der Rotor 40 relativ zu dem Antriebsgehäuse 30 dreht,R:Der Abstand zwischen der Drehachse O und dem Krümmungsmittelpunkt des abgerundeten Vorderendes 50 a des Antriebskolbens 50,r:Der Krümmungsradius des abgerundeten Vorderendes 50 a des Antriebskolbens 50,R _S:Der Abstand zwischen der Drehachse O und dem Berührungspunkt, an dem der Antriebskolben 50 mit der Kurvensteuerfläche 31 im Eingriff ist, bzw. an dieser anliegt, wenn der Rotor 40 die Winkellage R relativ zu dem Antriebsgehäuse 30 annimmt,δ:Der Winkel, der zwischen der Verlängerung des die Drehachse O und den Krümmungsmittelpunkt des abgerundeten Vorderendes 50 a des Antriebskolbens 50 verbindenden Linienabschnittes und dem Linienabschnitt gebildet wird, der den Krümmungsmittelpunkt des Antriebskolbens 50 und den Berührungsabschnitt verbindet, an dem der Antriebskolben 50 gleitbar mit der Kurvensteuerfläche 31 im Eingriff ist;m p:Der Reibungskoeffizient zwischen der Zylinderwandung der Bohrung 42 und dem Antriebskolben 50, der gleitbar in dieser aufgenommen ist,μ b:Der Reibungskoeffizient zwischen der Kurvensteuerfläche 31 und dem Antriebskolben 50, undk:Eine Konstante.

Bezugnehmend auf Fig. 4 kann unter Verwendung von Polarkoordinaten der Abstand R, d. h. die Länge des Linienabschnittes, der den Krümmungsmittelpunkt des abgerundeten Vorderendes 50 a des Antriebskolbens 50 und die Mittel der Drehachse O miteinander verbindet, als Funktion des Winkels R durch die Gleichung R = f₁ (R) ausgedrückt werden.

Somit ist die Kurve der Kurvensteuerfläche 31 als Einhüllende einer Kurverschaar gegeben, die durch die obige Gleichung bestimmt werden.

R _S und δ können als Funktionen von R und r durch die Gleichungen

R _S=f₂ (R, r), undδ=f₃ (R, r)
ausgedrückt werden.

Es wird nun angenommen, daß sich der Rotor 40 relativ zu dem Antriebsgehäuse 30 mit einer Winkelgeschwindigkeit dreht, die durch die Gleichung R = f₄ (t) ausgedrückt wird. Wenn R während eines kleinen Zeitraumes Δ t einer kleinen Veränderung Δ R unterworfen ist, kann das Drehmoment T _R das durch den Antriebskolben 50, der in Fig. 4 in Vollinien dargestellt ist, erzeugt wird, durch die Gleichung ausgedrückt werden:

wobei
R _{S R}: der Abstand R _S ist, wenn der Rotor 40 die Winkellage R relativ zu dem Antriebsgehäuse 30 einnimmt,
f _R (δ, μ b, μ p): das Verhältnis ist, mit dem eine Kraft, die den Antriebskolben 50 in radialer Richtung vorspannt, im Berührungspunkt des Antriebskolbens 50 mit der Kurvensteuerfläche 31 in eine Kraft in Umfangsrichtung des Rotors 40 relativ zu dem Antriebsgehäuse 30 umgewandelt wird,

die Kraft, die den Antriebskolben 50 radial nach außen vorspannt. Dieser Term bedeutet, daß diese Kraft, die von einem Druckanstieg in der Zylinderkammer 60 infolge der Drosselwirkung der Drosselstelle 72 herrührt, proportional dem Quadrat der Hubgeschwindigkeit des Antriebskolbens 50 ist.

Bezugnehmend auf Fig. 5 wird die Drehmomentencharakteristik erläutert. In dieser Figur repräsentiert die Ordinatenachse das Drehmoment T und die Abszissenachse den Winkel R. Die Kurve T ₁₊₄ zeigt das Gesamtdrehmoment, das durch ein Paar diametral gegenüberliegender Antriebskolben 50(1) und 50(2) erzeugt wird, während die Kurve T ₂₊₅ das Gesamtdrehmoment angibt, das durch ein zweites Paar diametral gegenüberliegender Antriebskolben 50(2) und erzeugt wird und die Kurve T ₃₊₆ zeigt das Gesamtdrehmoment, das durch ein drittes Paar diametral gegenüberliegender Antriebsknollen 50(3) und 50(6) erzeugt wird.

Während einer Phase von 0 bis R₁ steigt das Drehmoment T ₁₊₄ an, während das Drehmoment T ₃₊₆ abnimmt. Diese Kurven T ₁₊₄ und T ₃₊₆ ändern sich in solche glatter Weise, daß das große Gesamtdokument GT auf einem vorbestimmten konstanten Wert bleibt.

Während der nächstfolgenden Phase von R₁ bis R₂ wird das gesamte Drehmoment über das Paar Antriebskolben 50(1) und 50(4) übertragen. Da in diesem Ausführungsbeispiel das Drehmoment, das über den Antriebskolben 50(1) übertragen wird, gleich demjenigen ist, das über den Antriebskolben 50(4) übertragen wird, überträgt jeder der Antriebskolben 50(1) und 50(4) ein konstantes Drehmoment, das durch GT/2 repräsentiert wird, wobei GT gleich einem vorgegebenen konstanten Wert ist. Die Drehmomentkurve, die während der Phase R₁ bis R₂ aufgezeichnet ist, nähert die Linie an, die durch die Gleichung R = A₀-a · R (A₀, a . . . sind jeweils Konstanten) ausgedrückt wird.

Die Gleichung, daß

ist, ist nach der Zeit differenziert. Das Ergebnis dieser Differenziation zeigt, daß T _R proportional zu einer Abnahme von R _S abnimmt, da eine Änderung in dem zweiten Term der vorerwärmten Gleichung vernachlässigbar ist und ihr dritter Term konstant ist. Somit wird verständlich, daß die Gleichung um das große Gesamtdrehmoment GT während dieser Phase von R₁ bis R₂ auf einen vorgegebenen konstanten Wert zu halten gegeben ist, durch Addition eines Korrekturterms, der unter Berücksichtigung des Vorerläuterten zu der Gleichung R = A₀-a · R addiert wird. Die Lösung der vorerwähnten Gleichung, um den großen Gesamtdrehmomentwert GT auf einen bestimmten, vorgegebenen konstanten Wert zu halten, wird durch eine Näherungsberechnung erhalten, die durch einen Computer ausgeführt wird.

Während der Phase von R₂ bis R₃ nimmt das Drehmoment T ₁₊₄ ab und das Drehmoment T ₂₊₅ nimmt in solch glatter Weise zu, daß der große Drehmomentgesamtwert GT auf dem vorgegebenen konstanten Wert gehalten wird.

Während der Phase von R₃ bis R₄ wird das gesamte Drehmoment über das Paar diametral gegenüberliegender Antriebskolben 50₂ und 50₅ übertragen, wie dies für die vorgehende Phase von R₁ bis R₂ für die Antriebskolben 50(1) und 50(4) der Fall war.

Wie aus der Drehmomentcharakteristik-Kurve T ₁₊₄ deutlich wird, sind die Drehmomente, die durch das Paar diametral gegenüberliegender Antriebskolben 50(1) und 50(4) übertragen werden, während einer Drehmomentübertragungsphase (von 0 bis R₃) untersucht worden, wo R und R _S abnehmen, wenn R zunimmt, während in der Phase nach R₃, in der R und R _S zunehmen, wenn 0 weiter von R₃ zunimmt, kein Drehmoment über diese Antriebskolben übertragen wird, da diese Kolben einem Hydraulikfluid-Ansaughub unterzogen sind.

Die Form der Kurvensteuerfläche 31 wird durch die folgenden Gleichungen ausgedrückt. In den nachfolgenden Gleichungen gibt RT einen radialen Abstand von der Mitte der Drehachse 0 zu irgendeinem Punkt der Kurvensteuerfläche 31 an und A, B, C und D sind Konstanten.

0°R<15°
RT = (A-15° · B + 45°) + (C · 15° · B + 45°) · sin (60 + 90°) + D · sin 240

15°R<30°
RT = A-B 0 + 45°

30°R<45°
RT = (A-30° · B + 45°) + (C · 15° · B + 45°) · sin 60 + D · sin 240

45°R<60°
RT = (A-30° · B + 45°) + (C · 15° · B + 45°) · sin 60 + D · sin (240 + 180°)

60°R<75°
RT = A-2 · 45° · B + 45° + B + 45°

75°R<90°
RT = (A-15° · B + 45°) + (C · 15° · B + 45°) · sin (60-90°) + D · sin (240 + 180°).

Die Berechnung der obigen Gleichungen wird dreimal wiederholt, um die Kontur der Kurvensteuerfläche 31 im Winkelbereich von 90° bis 360° zu erhalten.

Nachfolgend wird die Betriebsweise des ersten Ausführungsbeispieles des Gelenkes A 1, das in dem Antriebszug gemäß Fig. 3 bei einem vierradgetriebenen Fahrzeug installiert ist, erläutert.

(A) Für den Fall, daß keine Drehzahldifferenz auftritt, d. h. N = 0 ist

In einem Betriebszustand, in dem keine Relativdrehung Δ N (delta N) auftritt, werden die Antriebskolben 50 nicht hin- und herbewegt. Da die Antriebskolben 50 in Folge der Zentrifugalkraft radial nach außen gedrückt werden, wenn sich das Antriebsgehäuse 30 dreht, gelangen die abgerundeten Vorderenden 50 a der Antriebskolben 50 zunehmend in stärkeren Druckeingriff mit der Kurvensteuerfläche 31, wenn die Drehzahl des Antriebsgehäuses 30 zunimmt. Die Zentrifugalkraft nimmt im Verhältnis zum Quadrat der Drehzahl V des Rotors 40 zu, so daß die Übertragung des Drehmomentes vom Rotor 40 auf das Antriebsgehäuseteil 30, d. h. Δ Tco im Verhältnis zum Quadrat der Drehzahl v des Rotors 40, wie in Fig. 6 gezeigt, zunimmt. Die Übertragung des Drehmomentes Δ Tco auf das Antriebsgehäuse 30 und anschließend auf die vordere Kardanwelle 12 zur Verbindung mit den Vorderrädern 19, 20 auf, wenn das Fahrzeug mit hohen Geschwindigkeiten bewegt wird. Die Stabilität des Fahrens mit hoher Geschwindigkeit wird somit erhöht.

Es ist nun deutlich, daß das Fahrzeug als ein zweiradgetriebenes Fahrzeug wirksam ist, wenn es im wesentlichen geradeaus auf trockener Straße oder mit niedrigen oder mittleren Geschwindigkeiten fährt, während es als vierradgetriebenes Fahrzeug betrieben wird, wenn es im wesentlichen geradeaus mit hohen Geschwindigkeiten fährt.

(B) Für den Fall, daß eine Drehzahldifferenz auftritt, d. h. Δ N größer als 0 ist

In einem Betriebszustand, in dem eine Drehzahldifferenz Δ N (delta N) zwischen dem Rotor 40 und dem Antriebsgehäuse 30 auftritt, werden die Antriebskolben 50 hin- und herbewegt, um eine Pumpwirkung zu entfalten.

Um es zu ermöglichen, daß Hydraulikfluid während eines Ausförderhubes der Antriebskolben 50 aus einem Paar diametral gegenüberliegender Zylinderkammern 60 abgeführt wird, ist das Paar gegenüberliegender Zylinderkammern 60 über den Ausgleichskanal 70 und die gemeinsame Drosselstelle 72, die in dem Axialkanal 71 vorgesehen ist, mit der Speicherkammer 100 verbunden. Um Hydraulikfluid von der Speicherkammer 100 in ein weiteres Paar diametral gegenüberliegender Zylinderkammern 60 bei einem Saughub der Antriebskolben 50 nachzufüllen, ermöglichen die Regulierkanäle 81, 82 in einer Richtung eine Strömung von Hydraulikfluid von der Speicherkammer 100 zu dem weiteren Paar diametral gegenüberliegender Zylinderkammern 60. Wenn solch ein Doppelhub auftritt, kann Hydraulikfluid aus jeder Zylinderkammer 60 bei einem Ausförderhub des zugehörigen Antriebskolbens 50 mit einer Geschwindigkeit abgeführt werden, die durch die Drosselstelle 72 gesteuert wird. Die Übertragung des Drehmomentes von dem Rotor 40 auf das Antriebsgehäuse 30, d. h. Δ t, wird bestimmt durch die algebraische Summe der Kräfte, mit denen die Antriebskolben 50 belastet werden, um in Eingriff mit der Kurvensteuerfläche 31 zu sein. Jede Kraft ist das Produkt der wirksamen Druckwirkungsfläche jedes Antriebskolbens 50 und des Druckes des Hydraulikfluides innerhalb der zugehörigen Zylinderkammer 60. Der Druck des Hydraulikfluides innerhalb jeder Zylinderkammer 60 wird durch den Druckabfall bestimmt, der über der zugehörigen Drosselstelle 72 auftritt. Der Druckabfall wird groß, wenn die Drehzahldifferenz Δ N zunimmt. Somit wird je größer der Betrag der Drehzahldifferenz Δ N wird, desto größer die Übertragung des Drehmomentes Δ T, das auf die vordere Kardanwelle 12 und anschließend auf die Vorderräder 19, 20 übertragen wird. Die in Vollinie ausgezogene Kurve, gezeigt in Fig. 6, illustriert die Charakteristik von T über N. Wie voranstehend erläutert ist je größer die Fahrzeuggeschwindigkeit V, desto größer die Übertragung des Drehmomentes Δ Tco. Somit ist das tatsächlich auf die Vorderräder 19 und 20 übertragene Drehmoment die Summe aus Δ T und Δ Tco. Die in Fig. 6 in unterbrochener Linie dargestellte Kurve illustriert die Charakteristik dieses tatsächlich übertragenen Drehmomentes, wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit V auf einem bestimmten Wert festgehalten ist, d. h. für eine bestimmte Fahrzeuggeschwindigkeit. Somit ist das Maß der Übertragung des Drehmomentes auf die Vorderräder 19, 20 in Abhängigkeit von der Drehzahldifferenz Δ N und der Fahrzeuggeschwindigkeit V variabel.

Es kann nun erkannt werden, daß dann, wenn die Hinterräder 7, 8 ihre Haftung verloren haben und rutschen, das Fahrzeug vom Zweiradantriebszustand in den Vierradantriebszustand in dem Maß übergeht, in dem ein Schlupf der Hinterräder 7 und 8 auftritt. Im Ergebnis dessen wird die Leistung des Fahrzeuges beim Starten und die Beschleunigungsleistung des Fahrzeuges erhöht. Außerdem werden das Fahrverhalten und die Fahreigenschaften des Fahrzeuges beim Passieren einer nassen Fahrbahn oder schneebedeckter Fahrbahnen verbessert bzw. erhöht. Außerdem wird selbst dann, wenn die Hinterräder 7 und 8 ihre Traktion beim Passieren von schlammigen Terrain verloren haben, das Drehmoment auf die Vorderäder 19, 20 übertragen, so daß die Fähigkeit des Fahrzeuges, durch schwieriges Gelände zu fahren, verbessert wird.

Es ist auch deutlich, daß, obwohl eine kleine Drehzahldifferenz Δ N auftritt, wenn das Fahrzeug eine Kurve mit niedriger Geschwindigkeit durchfährt, das sogenannte Kurvenbremsphänomen nicht auftritt, da die Übertragung des Drehmomentes auf die Vorderräder 19, 20 in diesem Fahrzustand gering ist. Bei diesem Betriebszustand nimmt das drehzahldifferenzabhängige Gelenk A 1 die Drehzahldifferenz auf und ist somit als zentrales Differenzial wirksam.

Wenn jedoch das Fahrzeug durch eine Kurve mit hoher Fahrzeuggeschwindigkeit fährt, tritt eine verhältnismäßig große Drehzahldifferenz Δ N auf, so daß die Übertragung des Drehmomentes auf die Vorderräder 19, 20 bei diesem Fahrzustand groß ist. Somit wird bei diesem Betriebszustand der Vierradantriebszustand mit verhältnismäßig großer Drehmomentübertragung Δ T angewandt. Da die Antriebskraft auf die vier Räder verteilt wird, erhöht sich die Grenzgeschwindigkeit für das Fahrzeug beim Durchfahren einer Kurve. Somit wird die Leistungsfähigkeit des Fahrzeuges für Kurvenfahrten verbessert.

Unter Bezugnahme auf Fig. 7 wird nun ein zweites Ausführungsbeispiel der Erfindung erläutert. Fig. 7 ist ein schematischer Ausschnitt durch ein drehzahldifferenzabhängiges Gelenk A 2 entlang einer axialen Ebene, die die Drehachse O (siehe Fig. 4) enthält und zeigt den Kontaktabschnitt, in dem eine Kurvensteuerfläche 31 mit einem Antriebskolben 50 in Anlage bzw. Eingriff ist.

Das zweite Ausführungsbeispiel des Verbindungsgliedes bzw. Gelenkes A 2 ist im wesentlichen das gleiche wie das erste Ausführungsbeispiel des Gelenkes A 1, mit Ausnahme der Tatsache, daß, wie in Fig. 7 gezeigt ist, die Kurvensteuerfläche 31 mit jedem Antriebskolben 50 an zwei Punkten S₁ und S₂ in Berührung ist, die axial entlang der Drehachse O des Rotors 40 relativ zu dem Antriebsgehäuse 30 voneinander beabstandet sind.

Wie in Fig. 7 gezeigt ist, hat der Antriebskolben 50 einen Querschnitt, der durch eine axiale Ebene, die die Drehachse O enthält, gewonnen ist, mit einem kugelkalottenförmig abgerundeten Vorderende, begrenzt durch einen Bogen mit einem singulären Krümmungsmittelpunkt O₃, während die Querschnittskontur der Kurvensteuerfläche 31, die durch diese axiale Ebene gewonnen wird, zwei Kreisbogenstücke enthält, die sich glatt miteinander verbinden, wobei das eine Bogenstück einen Krümmungsmittelpuntk O₁ auf der Drehachse O und das andere Bogenstück einen Krümmungsmittelpunkt O₂ auf der Drehachse O besitzt. Diese Krümmungsmittelpunkte O₁ und O₂ sind voneinander abhängig entlang der Drehachse beabstandet. Somit sind die zwei Kreisbogenstücke der Kurvensteuerfläche 31 mit dem Kreisbogenstück des kugelkallotenförmig gerundeten Vorderendes des Antriebskolbens 50 an zwei Kontaktpunkten S₁ und S₂ in Berührung.

Bei der Ausbildung der Kurvensteuerfläche und des sphärisch abgerundeten Vorderendes des Antriebskolbens entlang von Kreisbögen, die ein gemeinsames Zentrum besitzen, ist es erforderlich, eine Differenz zwischen den Radien der Kreisbögen zu reduzieren, um örtliche Spannungskonzentrationen während der Übertragung des Drehmomentes durch das Gelenk zu vermeiden. Jedoch selbst bei einer kleinen Differenz zwischen den Radien der Kreisbögen unterscheidet sich der Belastungselepsoid beträchtlich. In diesem Fall treten zwei Spannungsspitzen an den Kantenabschnitten des Antriebskolbens auf, wie dies in Fig. 8 gezeigt ist. Dies verursacht ein Oberflächenfehlerphänomen, wodurch die Oberflächen beträchtlich beschädigt werden.

Bei dem zweiten Ausführungsbeispiel der Erfindung, bei dem die Oberflächen miteinander an zwei Kontaktpunkten S₁ und S₂ im Eingriff sind, wird ein Spannungselipsoid erhalten, wie er in Fig. 9 gezeigt ist. Wie aus diesem Spannungselipsoid leicht verständlich ist, treten keine örtlichen Spannungskonzentrationen auf, da die Belastung gleichmäßig über eine vergrößerte Kontaktfläche verteilt wird. Die Gesamtgröße des Gelenkes kann daher vermindert werden. Außerdem kann der Genauigkeitsgrad, mit dem die Herstellung der Kreisbogenstücke der Kurvensteuerfläche 31 und der abgerundeten Vorderenden der Antriebskolben 50 erfolgen, verringert werden.

Bei der Berührung an zwei Kontaktstellen S₁ und S₂ wird die Übertragung des Drehmomentes während einer Rotation eines Rotors relativ zu dem Antriebsgehäuse 30 über unterschiedliche neue Flächenabschnitte ausgeführt, so daß das abgerundete Vorderende jedes Antriebskolbens 50 einem gleichmäßigen Verschleiß unterworfen ist.

Ein drittes Ausführungsbeispiel einer Drehmomentübertragungsanordnung in Gestalt eines drehzahldifferenzabhängigen Gelenkes A 3 wird unter Bezugnahme auf Fig. 10 erläutert.

Aus einem Vergleich dieser Figur mit Fig. 2 wird deutlich, daß das dritte Ausführungsbeispiel sich von dem ersten Ausführungsbeispiel nur darin unterscheidet, daß ein Rückschlagventil 200 vorgesehen ist und ein feinmaschiger Filter 201, z. B. mit einer Maschenweite von 5 Mikrometer, stromauf des Rückschlagventiles vorgesehen ist. Insbesondere ist der Filter 201 an dem Rotor 40 durch einen Anschlagring 202 so befestigt, daß er das offene Ende des Axialkanales 82 verschließt, der ein Teil der Regulierkanaleinrichtung bildet. Durch diesen Filter kann vollständig verhindert werden, daß Faser- und/oder Metallstaub und derartige Teilchen, die in dem Hydraulikfluid suspendiert sind, in den Hydraulikkreis eindringen, der in dem Rotor 40 ausgebildet ist. Somit kann eine normale Funktion des Rückschlagventils 200 ständig sichergestellt werden.

Ein viertes Ausführungsbeispiel der Erfindung mit einem drehzahldifferenzabhängigen Gelenk A 4 wird nachfolgend unter Bezugnahme auf die Fig. 11 und 12 erläutert.

Beim Vergleich von Fig. 11 mit Fig. 13 wird festgestellt, daß das Gelenk A 4 integral mit einem Universalgelenk 13 ausgebildet ist, im Unterschied zu dem Gelenk A 1, das getrennt von dem Universalgelenk 13 angeordnet ist. Bezugnehmend auf Fig. 12 ist ein Rotor 40 einstückig integral mit einer Gabel 300 versehen, die einen Teil des Universalgelenkes 13 bildet, das ein Drehkreuz 301 und einen Kugelarm 307, festlegt an einer vorderen Kardanwelle 12 enthält. Wenn man Fig. 12 mit Fig. 10 vergleicht, wird festgestellt, daß das Gelenk A 4 im wesentlichen gleich wie das Gelenk A 3, das in Fig. 10 gezeigt ist, ausgeführt ist, mit Ausnahme des Umstandes, daß der Rotor 40 integral mit der Gabel 300 des Universalgelenkes 13 ausgebildet ist. In Fig. 12 bezeichnet das Bezugszeichen 302 eine Hydraulikfluidnut, 303 ein Nadellager, 304 einen Lagerkäfig, 305 einen Federring und 306 eine Öldichtung.

Nach diesem vierten Ausführungsbeispiel des Gelenkes A 4 ist der Rotor 40 einstückig integral mit dem Universalgelenk 13 ausgebildet, wodurch die Notwendigkeit der Verwendung eines Flansches und von Schrauben vermieden wird, die erforderlich sind, wenn ein getrenntes Universalgelenk installiert ist. Dies führt zu einer Verringerung der Verfahrensschritte für die Montage. Außerdem wird die Größe der Unwucht an jeder Kupplung reduziert, was zu einer beträchtlichen Verringerung des Geräuschpegels im Fahrgastraum und der Schwingungen führt, die durch die Montageunwucht der Kardanwellen 10 und 12 hervorgerufen werden.

Wenn es ein separates Teil ist, bedeckt ein Flansch eines Universalgelenkes ein Ende des drehzahldifferenzabhängigen Gelenkes A 4 so, daß eine Kühlung des Gelenkes A 4 durch die Außenluft vermieden ist. Nach dem vierten Ausführungsbeispiel des Gelenkes A 4 ist jedoch das Gelenk A 4 direkt der Außenluft ausgesetzt und somit kann eine hohe Kühlwirkung erwartet werden.

In jedem der vorerwähnten Ausführungsbeispiele ist die Drehmomentübertragungsanordnung in Gestalt des drehzahldifferenzabhängigen Gelenkes so erläutert, daß es in der vorderadseitigen Kardanwelle eines vierradgetriebenen Kraftfahrzeuges von der Art eines Kraftfahrzeuges mit Heckmotor und Hinterradantrieb vorgesehen ist. Das Gelenk nach der vorliegenden Erfindung kann jedoch auch in einer vorderradseitigen Kardanwelle eines vierradgetriebenen Kraftfahrzeuges mit Frontmotor und Vorderradantrieb eingesetzt werden.

Das Wesen der vorliegenden Erfindung kann dahingehend zusammengefaßt werden, daß es eine Drehmomentübertragungsanordnung in Form eines drehzahldifferenzabhängigen Verbindungsgliedes bzw. Gelenkes umfaßt, das ein Antriebsgehäuse als erstes Drehteil und einen Rotor als zweites Drehteil aufweist. Das zweite Drehteil ist in dem ersten Drehteil angeordnet. Eine Hydraulikfluidanordnung überträgt zumindest einen Teil des Eingangsdrehmomentes von entweder dem ersten auf das zweite Drehteil, oder umgekehrt, in Abhängigkeit von einer Drehzahl des zweiten Drehteiles und auch in Abhängigkeit von einer Drehzahldifferenz, die zwischen dem ersten und zweiten Drehteil auftritt. Insbesondere enthält die Anordnung eine innere Kurvensteuerfläche, die an dem ersten Drehteil ausgebildet ist und das zweite Drehteil umgibt, wobei Kurveneingriffsglieder in sich radial nach außen öffnenden Bohrungen, die in dem zweiten Drehteil ausgenommen sind, angeordnet sind und in Gleiteingriff bzw. -anlage an der Kurvensteuerfläche anliegen und hin- und herbewegbar sind, in Abhängigkeit von der Drehzahldifferenz, um jeweils volumenveränderliche Kammern in den zugehörigen, sich radial nach außen öffnenden Bohrungen zu begrenzen. Es ist ferner eine Einrichtung zur Drosselung der Hydraulikfluidströmung, die aus jeder der volumenveränderlichen Kammern während eines Abgabehubes der zugehörigen Kurveneingriffsglieder abgegeben wird, vorgesehen. Die Kurvensteuerfläche ist so konturiert, daß bei einer beliebigen Winkellage des zweiten Drehteiles relativ zu dem ersten Drehteil im wesentlichen stets das gleiche Verhältnis des Eingangsdrehmomentes von entweder dem ersten Drehteil auf das zweite Drehteil, oder umgekehrt, beim Auftreten eines Drehzahldifferentials übertragen wird.

Claims

1. Drehmomentübertragungsanordnung, gekennzeichnet durch:
ein erstes Drehteil (30),
ein zweites Drehteil (40), das in dem ersten Drehteil (30) angeordnet ist, und
eine Hydraulikfluideinrichtung zur Übertragung zumindest eines Teiles des Eingangsdrehmomentes von entweder dem ersten Drehteil (30) auf das zweite Drehteil (40), oder umgekehrt, in Abhängigkeit von einer Drehzahl des zweiten Drehteiles (40) und auch in Abhängigkeit von einer Drehzahldifferenz, bzw. einem Differential, die bzw. das zwischen dem ersten Drehteil (30) und dem zweiten Drehteil (40) auftritt,
wobei die Hydraulikfluideinrichtung eine innere Kurvensteuerfläche (31) enthält, die an dem ersten Drehteil (30) ausgebildet ist und das zweite Drehteil (40) umgibt, Kurveneingriffsglieder (50) in radial nach außen sich öffnenden Bohrungen (42), die in dem zweiten Drehteil (40) ausgebildet sind, in Gleiteingriff mit der Kurvensteuerfläche (31) und in Abhängigkeit von der Drehzahldifferenz hin- und herbewegbar sind, um volumenveränderliche Kammern (60) in den zugehörigen, sich radial nach außen öffnenden Bohrungen (42) jeweils zu begrenzen und eine Einrichtung (72) zur Drosselung der Hydraulikfluidströmung, die aus jeder der volumenveränderlichen Kammern (60) bei dem Abgabehub des jeweils zugehörigen Kurveneingriffsgliedes (50) abgegeben wird, aufweist,
wobei die Kurvensteuerfläche (31) so profiliert ist, daß bei einer beliebigen Winkellage des zweiten Drehteiles (40) relativ zu dem ersten Drehteil (30) im wesentlichen das gleiche Verhältnis des Eingangsdrehmomentes von dem ersten Drehteil (30) auf das zweite Drehteil (40), oder umgekehrt, während des Auftretens der Drehzahldifferenz übertragen wird.

2. Drehmomentübertragungsanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Drehteil (40) eine Drehachse aufweist und jedes der Kurveneingriffsglieder (50) in Gleiteingriff mit der Kurvensteuerfläche (31) an zwei Stellen ist, die axial voneinander entlang der Drehachse getrennt sind.

3. Drehmomentübertragungsanordnung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß jedes der Kurveneingriffsglieder in Form eines Antriebskolbens (50) ausgebildet ist, der ein kugelflächenförmig gerundetes Vorderende (50 a) in Gleiteingriff mit der Kurvensteuerfläche (31) aufweist und die Kurvensteuerfläche (31) ein axiales Querschnittsprofil aufweist, das durch zwei Kreisbögen konturiert ist, deren Mittelpunkte jeweils auf der Drehachse liegen und axial entlang der Drehachse voneinander getrennt sind.

4. Drehmomentübertragungsanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Drehteil in Gestalt eines Antriebsgehäuses (30) ausgebildet ist und das zweite Drehteil einen Rotor (40) bildet.

5. Drehmomentübertragungsanordnung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Hydraulikfluideinrichtung eine Regulierkanaleinrichtung (90) aufweist, die innerhalb des Rotors (40) ausgebildet ist, um Hydraulikfluid zu jeder der volumenveränderlichen Kammern (60) bei einem Ansaughub des jeweils zugeordneten Kurveneingriffsgliedes (50) zuzuführen.

6. Drehmomentübertragungsanordnung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Strömungsdrosseleinrichtung Ausgleichskanäle (70) enthält, die den Rotor (40) durchziehen, sowie eine Drosseleinrichtung (72), die in den Ausgleichskanälen (70) angeordnet ist.

7. Drehmomentübertragungsanordnung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Hydraulikfluideinrichtung einen Speicher enthält, der dem Rotor (40) zugeordnet ist, wobei der Speicher einen Speicherkolben (101) enthält, der eine volumenveränderliche Speicherkammer (100) zwischen der Speicherkammer und dem Rotor begrenzt, wobei die Speicherkammer (100) in Fluidverbindung mit der Regulierkanaleinrichtung (90) und den Ausgleichskanälen (70) ist.

8. Drehmomentübertragungsanordnung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß eine Filtereinrichtung (201) vorgesehen ist, um das Eindringen von Fremdteilchen, die in dem Hydraulikfluid enthalten sind in die Regulierkanaleinrichtung (90) zu verhindern.

9. Drehmomentübertragungsanordnung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Drehteil (40) ein Teil (300) enthält, das Teil eines Universalgelenkes (13) ist, wobei dieses Teil (300) integral einstückig mit dem Rotor (40) ausgeführt ist.