DE4328927C2 - Schwungrad - Google Patents
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Description
Die Erfindung betrifft Schwungrad zur Übertragung einer An
triebskraft in einem eine Kupplung aufweisenden Antriebssystem,
wobei das Schwungrand mehrere Dämpfungsmassen aufweist, die ei
ne rollende Pendelbewegung durchführen können, zur Verringerung
von Drehschwingungen bestimmter Ordnung, mit einem Hauptrotor
zur Übertragung der Antriebskraft.
Die Antriebskraft einer Brennkraftmaschine mit innerer Verbren
nung als Motor für ein Fahrzeug wird dadurch erhalten, daß Ver
brennungsenergie in eine Drehkraft (Drehmoment) mit Hilfe eines
Kurbelmechanismus umgewandelt wird, so daß unvermeidlicherweise
Drehänderungen in Drehteilen des Motors einschließlich einer
Kurbelwelle auftreten. Diese Drehschankungen führen zu Schwin
gungen und Geräuschen. Insbesondere werden Komponenten zweiter
Ordnung der Drehänderungen der Kurbelwelle in Viertakt-
Vierzylindermotoren problematisch, sowie Komponenten dritter
Ordnung der Drehschwankungen der Kurbelwelle in Viertakt-
Sechszylindermotoren.
Im Stand der Technik ist ein Schwungrad zur Überwindung eines
derartigen Problems in der japanischen offengelegten
Gebrauchsmusteranmeldung Nr. 1-115 039 beschrieben. Das in dieser Anmeldung
vorgeschlagene Schwungrad weist mehrere Dämpfungsmassen im
Schwungradkörper auf, die eine Pendelbewegung ausführen kön
nen, so daß auf diese Weise infolge der Pendelbewegung der
Dämpfungsmassen die Drehvariationen der Brennkraftmaschine
verringert werden.
Da das Schwungrad beim Stand der Technik einstückig mit der
Zentrifugal-Pendelanordnung in dem Schwungradkörper ausgebil
det ist, um die Drehänderungen zu verringern, wird die Lebens
dauer des Schwungrads beeinträchtigt, wenn das Schwungrad bei
einem Drehkörper eingesetzt wird, der sowohl eine Verringerung
der Drehänderungen als auch die Übertragung einer Antriebs
kraft durchführt (beispielsweise ein Schwungrad, welches eine
Kupplungseinrichtung für ein Fahrzeug bildet).
Im allgemeinen verringert eine hohe Temperatur den Elastizi
tätsmodul (Young-Modul) eines Materials, und daher muß zur
Halterung der Dämpfungsmassen gegen eine Zentrifugalkraft und
zur Erzeugung einer ordnungsgemäßen Pendelbewegung unter Dre
hungen mit hoher Geschwindigkeit sowie bei hohen Temperaturen
zur Sicherstellung der Standfestigkeit das Schwungrad im Stand
der Technik dadurch steifer ausgebildet werden, daß die Dicke
der Wände des Schwungradkörpers erhöht wird, welche Räume zur
Aufnahme der Dämpfungsmassen ausbilden, oder daß ein Material
verwendet wird, welches bei der hohen Temperatur eine hohe
Steifigkeit aufweist. Allerdings führt die Erhöhung der Wand
stärke zu einer Gewichtserhöhung, welche zu einer Vergröße
rung des Trägheitsmoments und einer Verringerung des Reak
tionsvermögens führt, und andererseits führt die Verwendung
eines Materials hoher Steifigkeit zu einer Erhöhung der Her
stellungskosten. Weiterhin ist eine Gegenmaßnahme bezüglich
der Anordnung erforderlich, welche die Dämpfungsmassen zur Pen
delbewegung veranlaßt, durch eine Drehhalterung der Dämpfungs
massen mit Lagern nach dem Stand der Technik, m ein Einbrennen
oder einen Verschleiß der Lager bei der hohen Temperatur zu
verhindern.
Weiterhin muß das einstückig mit der Zentrifugal-Pendelanord
nung versehene Schwungrad Biegeresonanzen der Kurbelwelle im
normalen Drehzahlbereich der Kurbelwelle dadurch ausschalten,
daß die Steifigkeit des Schwungrades durch Verwendung eines Ma
terials hoher Steifigkeit oder durch Erhöhung der Wandstärke
des Schwungrades vergrößert wird, um eine Verschlechterung der
Funktion des Zentrifugalpendels infolge einer Oberflächen
schwingung des Schwungrades zu verhindern. Allerdings führen
auch diese Gegenmaßnahmen in Hinsicht auf das Reaktionsvermögen
und die Herstellungskosten des Schwungrades zu einem Problem.
Darüber hinaus kann die Vorgehensweise, bei welcher eine Biege
resonanz der Kurbelwelle ausgeschlossen wird, die Schwierigkeit
bezüglich einer Biegeresonanz nur für eine Komponente einer
Ordnung der Drehschwankung überwinden, wogegen andere Komponen
ten der Drehschwankungen bleiben. Daher kann eine derartige
Vorgehensweise nicht eine Verschlechterung der Funktion des
Zentrifugalpendels in ausreichendem Maße überwinden, infolge
einer Oberflächenschwingung des Schwungrades, und bislang ist
dieses Problem nicht gelöst.
Ein Schwungrad der eingangs genannten Art ist aus der US 2 029 796 A
bekannt. Dieses bekannte Schwungrad weist mehrere Dämp
fungsmassen auf, die eine Pendelbewegung durchführen können.
Jedoch sind die einzelnen Schwungmassen unmittelbar an einem
Rotor selbst gelagert, der zur Übertragung einer Antriebskraft
nicht geeignet ist.
Weiterhin ist aus der DE 36 09 048 A1 ein Schwungrad mit einer
dynamischen Dämpfungseinrichtung in Form von Dämpfungsmassen
bekannt, bei dem jedoch die Dämpfungsmassen an einen Träger an
vulkanisiert sind, so daß eine ausreichende Pendelbewegung
nicht verwirklicht werden kann. Aufgrund der Anvulkanisierung
der Dämpfungsmassen können die oben ausgeführten Probleme auf
grund von Wärmedehnungen nicht auftreten.
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, bei ei
nem Schwungrad der eingangs genannten Art, das im Übertragungs
weg eine Antriebsvorrichtung angeordnet ist, die Zuverlässig
keit gegen Blockieren der Dämpfungsmassen aufgrund von Wärme
dehnungserscheinungen zu verbessern.
Diese Aufgabe wird durch ein Schwungrad mit den Merkmalen des
Patentanspruches 1 gelöst.
Das erfindungsgemäße Schwungrad zeichnet sich dadurch aus, daß
das Schwungrad einen Hauptrotor zur Übertragung der Antriebs
kraft sowie einen Unterrotor aufweist, welcher die Dämpfungsma
ssen umfaßt, und deren Pendelbewegung zur Verringerung der
Drehvariationen zuläßt, wobei der Hauptrotor und der Unterrotor
unabhängig vorgesehen und einstückig miteinander verbunden
sind. Da der Unterrotor zur Verringerung der Drehvariationen
nicht in den Hauptrotor zur Übertragung der Antriebskraft ein
gebaut ist, wobei dieser Rotor einer infolge von Reibunswärme
durch eine Kupplung erzeugten hohen Temperatur ausgesetzt ist,
gibt es keinen direkten Einfluß der Wärme in dem Hauptrotor auf
die Dämpfungsmassen und die Wände, welche Räume zur Aufnahme
der Dämpfungsmassen ausbilden, so daß es nicht erforderlich
ist, die Stärke der Wände des Schwungrades zu erhöhen, welche
die Räume zur Aufnahme der Dämpfungsmassen bilden, und es nicht
erforderlich ist, ein Material zu verwenden, welches bei der
hohen Temperatur eine hohe Steifigkeit aufweist, um das Wärme
problem zu überwinden. Daher weist das Schwungrad gemäß der Er
findung eine verbesserte Lebensdauer bei hoher Temperatur auf,
ohne das Reaktionsvermögen zu verringern und die Herstellungs
kosten zu erhöhen.
In der nachfolgenden Beschreibung werden die Begriffe "Rotor"
und "Rotator" synonym verwendet.
Da Drehvariationen des Drehsystems hauptsächlich durch die Pen
delbewegung der Dämpfungsmassen gedämpft werden, kann der
Hauptrotor hauptsächlich nur die Übertragung einer Antriebs
kraft durchführen, wodurch das Erfordernis ausgeschaltet wird,
die Masse des Hauptrotors zur Verringerung der
Drehvariationen zu erhöhen. Verglichen mit dem Schwungrad
aufbau nach dem Stand der Technik mit Dämpfungsmassen in ei
nem Hauptrotator zur Übertragung einer Antriebskraft wird
daher gemäß der Erfindung das Gesamtgewicht des Schwungrades
verringert, wodurch das Reaktionsvermögen des Schwungrades
noch weiter verbessert wird.
Bei dem Schwungrad gemäß der vorliegenden Erfindung weist
vorzugsweise ein radial innen gelegener Abschnitt gegenüber
einem Abschnitt einschließlich der Dämpfungsmassen des Unter
rotators eine verringerte Steifigkeit in den Axialrichtun
gen auf. Der Unterrotator mit geringerer Steifigkeit in den
Axialrichtungen arbeitet als dynamische Dämpfung, so daß ei
ne Biegeresonanz einer mit diesem Unterrotator versehenen
Drehwelle einfach oberhalb der normalen Gebrauchsdrehzahl
ausgeschaltet wird, wodurch eine glatte Pendelbewegung der
Dämpfungsmassen sichergestellt wird, und Resonanzgeräusche
verringert werden.
Weiterhin ist bei dem erfindungsgemäßen Schwungrad der Unter
rotator vorzugsweise mit dem Hauptrotator über einen radial
inneren Kantenabschnitt des Unterrotators verbunden. Obwohl
der Unterrotator von einem Hauptrotator unabhängig ist, be
einträchtigt der mit dem Hauptrotator verbundene Unterrotator
nicht die Handhabbarkeit bei der Montage des Schwungrades. Da
der Unterrotator mit dem Hauptrotator über einen radial inne
ren Kantenabschnitt verbunden ist, ist darüber hinaus ein
Berührungsbereich zwischen diesen Rotatoren klein und weist
einen niedrigen Wärmeübertragungskoeffizienten auf.
Weiterhin sind bei dem Schwungrad gemäß der Erfindung die
Dämpfungsmassen vorzugsweise an einem radial äußeren Ort,
gegen einen Außenumfang des Hauptrotators anliegend, ange
ordnet. Die an einem radial äußeren Ort gegenüber einem
Außenumfang des Hauptrotators angeordneten Dämpfungsmassen
sind in einer Position angebracht, in welcher es schwierig
ist, Strahlungswärme von dem Hauptrotator aufzunehmen, so daß
die Dämpfungsmassen weniger durch von dem Hauptrotator erzeug
te Wärme beeinflußt werden. Darüber hinaus sind die an einer
radial äußeren Position angeordneten Dämpfungsmassen auf diese
Weise weiter von einem Drehzentrum des Unterrotators entfernt,
so daß eine höhere Zentrifugalkraft erzeugt wird, wodurch der
Effekt der Verringerung von Drehvariationen größer wird, und
sich die Funktion als dynamische Dämpfung einfacher ausfüh
ren läßt.
Die Erfindung wird nachstehend anhand zeichnerisch dargestell
ter Ausführungsbeispiele näher erläutert, aus welchen sich
weitere Ziele, Vorteile und Merkmale ergeben. Es zeigt:
Fig. 1 eine Querschnittsansicht einer bevorzugten Ausfüh
rungsform eines Schwungrades gemäß der vorliegenden
Erfindung;
Fig. 2 eine Rückansicht eines Unterrotators in Fig. 1 ohne
einen Deckel;
Fig. 3 eine Querschnittsansicht einer weiteren bevorzugten
Ausführungsform eines Schwungrades gemäß der vorlie
genden Erfindung;
Fig. 4 eine Vorderansicht eines Schwungrades in Fig. 3; und
Fig. 5 eine schematische Querschnittsansicht einer weiteren
bevorzugten Ausführungsform eines Schwungrades gemäß
der vorliegenden Erfindung.
Das in Fig. 1 und Fig. 2 gezeigte Schwungrad wird bei einem
Antriebskraftübertragungssystem eines Fahrzeugs eingesetzt,
bei welchem eine Kurbelwelle 1 eines Motors des Fahrzeugs und
eine Eingangswelle 2 eines Handschaltgetriebes des Fahrzeugs
koaxial angeordnet sind. Ein Hauptrotator 3, der koaxial an
einem hinteren Ende der Kurbelwelle 1 befestigt ist, und eine
Kupplungsscheibe 4, die koaxial an einem Vorderende der Kur
belwelle 1 befestigt ist, sind voneinander trennbar mitein
ander verbunden, so daß eine Reibungskraft zwischen dem Haupt
rotator 3 und der Kupplungsscheibe 4 die Übertragung einer
Antriebskraft zwischen der Kurbelwelle 1 und der Eingangswel
le 2 ermöglicht. Die Einrichtung zum Verbinden und Lösen des
Hauptrotators 3 und der Kupplungsscheibe 4 ist ähnlich wie
eine bekannte Kupplungseinrichtung für ein Fahrzeug.
Der Hauptrotator 3 ist mit einem verjüngten Abschnitt 3C zwi
schen einem zentralen Abschnitt 3A und einem Umfangsabschnitt
3B versehen, wobei der verjüngte Abschnitt 3C einen geringe
ren Durchmesser an dem Ende neben dem zentralen Abschnitt 3A
aufweist, so daß der Hauptrotator 3 die Form einer Scheibe
aufweist, die an dem zentralen Abschnitt 3A in Richtung auf
den Motor hin konkav ist, verglichen mit dem Umfangsabschnitt
3B. Ein Kupplungsdeckel 5 ist auf einer Oberfläche des Um
fangsabschnitts 3B des Hauptrotators 3 gegenüberliegend der
Kupplungsscheibe 4 vorgesehen, um die Kupplungsscheibe 4 ab
zudecken.
Ein Unterrotator 10 zur Verringerung von Drehvariationen ist
koaxial an dem hinteren Ende der Kurbelwelle 1 näher an dem
Motor als der an diesem befestigte Hauptrotator 3 vorgesehen,
und so bilden der Hauptrotator 3 und der Unterrotator 10 das
erfindungsgemäße Schwungrad 20.
Der Unterrotator 10 weist einen zentralen Abschnitt 10A auf,
der vergleichsweise dünn ausgebildet ist, so daß er in den
Axialrichtungen eine geringere Steifigkeit aufweist, einen
Umfangsabschnitt 10B, der eine Anzahl von Abrollräumen oder
Abwälzräumen 11 ausbildet, und einen Deckel 10C, der die Öff
nungen der Abwälzräume 11 abdeckt. Wie aus Fig. 2 hervorgeht,
weisen die mehreren Abwälzräume 11 (beispielsweise zwölf Ab
wälzräume in der Zeichnung), die in dem Umfangsabschnitt 10B
ausgebildet sind, jeweils dieselbe Form und dieselbe Umfangs
entfernung auf.
Jeder der Abwälzräume 11 wird durch einen kreisförmigen Hohl
raum gebildet, der sich beinahe parallel zur Achse des Unter
rotators 10 erstreckt, und enthält jeweils eine Dämpfungsmasse
12. Jede der Dämpfungsmassen 12 wird durch eine vergleichs
weise dicke kreisförmige Scheibe gebildet, und führt dadurch
eine Pendelbewegung aus, daß sie sich entlang einer radial
äußeren Innenoberfläche des Abwälzraums 11 abwälzt, infolge
einer Zentrifugalkraft, die durch Drehung des Unterrotators
10 hervorgerufen wird. Vorzugsweise wird die Radialabmessung
und die Axialabmessung jedes der Abwälzräume 11 minimalisiert,
allerdings so, daß immer noch das Abwälzen der Dämpfungsmasse
12 möglich ist.
Eine Innenoberfläche jedes der Abwälzräume 11 ist so geformt,
daß ein Weg der Pendelbewegung der Dämpfungsmasse 12 entspre
chend der Theorie eines Zentrifugalpendels verläuft. Genauer
gesagt wird, unter der Annahme, daß die Masse der Dämpfungs
masse 12 md beträgt, das Trägheitsmoment der Dämpfungsmas
se 12 Id beträgt, der Radius der Dämpfungsmasse 12 rd be
trägt, und die Nummer der Größenordnung der Drehvariation
der Kurbelwelle 1 n beträgt, das Verhältnis R/L der Entfer
nung R vom Drehzentrum des Unterrotators 10 zum Haltepunkt
der Pendelbewegung der Dämpfungsmasse 12 und der Entfernung
L von dem Haltepunkt der Pendelbewegung der Dämpfungsmasse 12
zum Schwerpunkt der Dämpfungsmasse 12 auf die nachfolgende
Beziehung gesetzt.
R/L = n2{1 + Id/(md . rd 2)}
Da das Schwungrad mehrere Dämpfungsmassen 12 aufweist, stel
len die Werte der Masse md und des Trägheitsmoments Id
beide in bezug auf diese Dämpfungsmassen 12 Gesamtwerte dar.
Zur Befestigung und Verbindung des Hauptrotators 3 und des
Unterrotators 10 mit der Kurbelwelle 1 und einstückig mitein
ander um die Drehrichtungen und Axialrichtungen sind zentrale
Öffnungen 3a, 10a des Hauptrotators 3 und des Unterrotators
10 in einen konvexen Abschnitt 1A eingepaßt, der am hinteren
Ende der Kurbelwelle 1 ausgebildet ist, und dann werden Bol
zen 6 von einer Oberfläche des zentralen Abschnitts 3A gegen
überliegend der Kupplungsscheibe 4 durch Bolzenlöcher 3b, 10b
eingeführt und an dem Abschnitt 1B mit großem Durchmesser
befestigt, der am hinteren Ende der Kurbelwelle 1 vorgesehen
ist. Weiterhin sind zur gegenseitigen Anordnung des Haupt
rotators 3 und des Unterrotators 10 zueinander einige Posi
tionierstifte 7 an radial äußeren Positionen der zentralen
Abschnitte 3A, 10A gegenüberliegend den Bolzenlöchern 3b, 10b
vorgesehen.
Der Umfangsabschnitt 10B ist so angeordnet, daß der Umfangs
abschnitt 10B nicht in Berührung mit dem Hauptrotator 3 ge
langt, während der Unterrotator 10 im Betrieb in Axialrich
tung gebogen wird, und dies erfolgt durch ordnungsgemäße Aus
wahl der Radialabmessung des zentralen Abschnitts 10A und/
oder des Neigungswinkels des verjüngten Abschnitts 3C, oder
dergleichen.
Der Betriebsablauf und die Wirkungen des in den Fig. 1 und
2 dargestellten Schwungrades 20 werden nachstehend beschrie
ben. Eine in dem Motor erzeugte Antriebskraft wird an das
Handschaltgetriebe über die Kurbelwelle 1, den Hauptrotator
3, die Kupplungsscheibe 4 und die Eingangswelle 2 übertra
gen, während Drehvariationen zweiter Ordnung in der Kurbel
welle 1 auftreten, wenn der Motor ein Viertakt-Vierzylinder
motor ist, oder in der Kurbelwelle 1 Drehvariationen dritter
Ordnung auftreten, wenn der Motor ein Viertakt-Sechszylin
dermotor ist. Derartige Drehvariationen werden durch die
Pendelbewegung der Dämpfungsmasse 12 gedämpft und verrin
gert.
Wenn die in der Kurbelwelle 1 auftretenden Drehvariationen
an den Unterrotator 10 übertragen werden, führt daher, da
das Verhältnis der Entfernungen R und L so ausgewählt ist,
daß die Theorie eines Zentrifugalpendels erfüllt ist, jede
der Dämpfungsmassen 12 eine Pendelbewegung in den jeweiligen
Abwälzräumen 11 synchronisiert zu den Drehvariationen aus,
und diese Bewegung wirkt als dynamische Dämpfung, so daß die
Position des Schwerpunktes jeder der Dämpfungsmassen 12 in
dem jeweiligen Abwälzraum 11 variiert wird, wodurch eine
gewisse Verringerung der an den Unterrotator 10 übertrage
nen Drehänderungen bewirkt wird. Hierdurch werden die Dreh
variationen der an dem Unterrotator 10 angebrachten Kurbel
welle 1 verringert, was zu einer Geräuschverringerung im
Innenraum des Fahrzeugs führt.
Da die Steifigkeit des zentralen Abschnitts 10A des Unterrota
tors 10 in den Axialrichtungen infolge der verhältnismäßig
geringen Dicke des zentralen Abschnitts 10A klein ist, kann
eine Biegeresonanz des Drehsystems, welches aus der Kurbel
welle 1 und dem Unterrotator 10 besteht, einfach unter den
normalerweise verwendeten Drehzahlbereich des Systems herab
gedrückt werden. Daher wird ein Resonanzgeräusch verringert,
welches durch die Biegeresonanz hervorgerufen wird, während
die bislang erforderliche Steifigkeit der Kurbelwelle 1 un
nötig wird, so daß die Kurbelwelle 1 selbst leichter ausge
bildet sein kann. Da der Unterrotator 10 als dynamische
Dämpfungseinrichtung arbeitet, wird darüber hinaus eine Ober
flächenschwingung des Umfangsabschnitts 10B des Unterrotators
10 verhindert, und auf diese Weise wird ein glattes Abwälzen
der Dämpfungsmassen 12 sichergestellt. Da die Steifigkeit
des den Hauptrotator 3 tragenden Getriebes für die Antriebs
kraft nicht verringert werden kann, sollte eine Biegeresonanz
des aus der Kurbelwelle 1 und dem Hauptrotator 3 bestehenden
Drehsystems in dem normalerweise verwendeten Drehzahlbereich
des Systems dadurch ausgeschlossen werden, daß wiederum die
Steifigkeit des Hauptrotators 3 erhöht wird.
Daher wird die Übertragung einer Antriebskraft zwischen der
Kurbelwelle 1 und der Eingangswelle 2 durch eine Reibungs
kraft zwischen dem Hauptrotator 3 und der Kupplungsscheibe 4
durchgeführt, ähnlich wie bei einem vorbekannten Fahrzeug,
wogegen die Drehvariation in der Kurbelwelle 1 durch den
Unterrotator 10 verringert wird, so daß der Hauptrotator
3 hauptsächlich die Übertragung der Antriebskraft durchfüh
ren kann. Daher muß bei dem Hauptrotator 3 zur Dämpfung der
Drehvariation nicht die Masse erhöht werden, und daher kön
nen die Dicke und andere Abmessungen des Hauptrotators 3
unter Berücksichtigung seiner Wärmekapazität bezüglich des
Temperaturanstiegs ausgewählt werden, der durch die Reibung
mit der Kupplungsscheibe 4 hervorgerufen wird.
Da der Umfangsabschnitt 10B des Unterrotators 10, welcher die
Abwälzräume 11 bildet, nicht in Berührung mit dem Hauptrota
tor 3 gelangt, der eine hohe Temperatur infolge der Reibung
mit der Kupplungsscheibe 4 erreicht, sind für den Unterrota
tor 10 keine Gegenmaßnahmen gegen die Erwärmung erforderlich,
beispielsweise eine besonders dicke Ausbildung der Wände der
Abwälzräume 11. Darüber hinaus ist der zentrale Abschnitt
10A des Unterrotators 10 dünn ausgebildet. Daher ist die
Gewichtserhöhung infolge der Bereitstellung des Unterrota
tors 10 unabhängig vom Hauptrotator 3 nicht so wesentlich.
Stattdessen werden die Kurbelwelle 1 und der Hauptrotator 3
erleichtert, infolge der Bereitstellung des unabhängigen
Unterrotators 10, der wie voranstehend erwähnt mit der Zen
trifugalpendelanordnung versehen ist, so daß verglichen mit
dem Schwungradaufbau nach dem Stand der Technik, bei welchem
einstückig in dem Drehkörper der Zentrifugalpendelaufbau vor
gesehen ist, das Schwungrad 20 gemäß dieser Ausführungsform
der Erfindung im Gesamtgewicht erleichtert werden kann, wo
durch das Reaktionsvermögen des Schwungrads verbessert wird.
Weiterhin führt die Minimalisierung der Radialabmessungen
und der Axialabmessungen jedes der Abwälzräume 11 in dem Be
reich, in welchem das Abwälzen der Dämpfungsmasse 12 erfolgt,
zu einer Verringerung des Geräusches, welches beim Beginn
der Drehung hervorgerufen wird.
Bei einer weiteren bevorzugten Ausführungsform der Erfindung,
die in Fig. 3 und Fig. 4 gezeigt ist, wird das Schwungrad bei
einem Antriebskraftübertragungssystem eines Fahrzeugs ähnlich
wie bei der voranstehenden Ausführungsform eingesetzt, so daß
Teile gleich den Teilen bei der vorherigen Ausführungsform
durch dieselben Bezugsziffern wie in der vorherigen Ausfüh
rungsform bezeichnet werden, und auf eine Erläuterung derarti
ger gleicher Teile verzichtet wird.
Daher ist das Schwungrad 20 bei der vorliegenden Ausführungs
form gleich dem Schwungrad 20 der vorherigen Ausführungsform
ausgebildet, und zwar in der Hinsicht, daß der Hauptrotator 3
zur Übertragung einer Antriebskraft und der Unterrotator 10,
der eine Anzahl von Dämpfungsmassen 12 aufweist, und deren
Pendelbewegung zur Verringerung von Drehvariationen gestat
tet, unabhängig voneinander und einstückig miteinander ver
bunden vorgesehen sind. Allerdings ist bei dem Schwungrad
20 gemäß der vorliegenden Ausführungsform der Unterrotator
10 nicht direkt an der Kurbelwelle 1 befestigt, sondern an
dem radial inneren Kantenabschnitt mit dem Hauptrotator 3
verbunden, und weist keine Berührung mit der Kurbelwelle 1
auf.
Insbesondere ist, wie deutlich aus der Vorderansicht des
Schwungrades 20 in Fig. 4 hervorgeht, die zentrale Öffnung
10a des Unterrotators 10 so ausgebildet, daß sie einen Innen
durchmesser aufweist, der größer ist als der Außendurchmesser
des Abschnitts 1B mit großem Durchmesser der Kurbelwelle 1,
und vier Vorsprünge 10c für die zentrale Öffnung 10a vorge
sehen sind, so daß vier Bolzenlöcher 10d ausgebildet werden.
Daher ist der Unterrotator 10 mit dem Hauptrotator 3 durch
Anziehen von Bolzen 13 durch die Bolzenlöcher 10d mit dem
zentralen Abschnitt 3A des Hauptrotators 3 verbunden und an
diesem befestigt.
Bei dem Schwungrad 20 gemäß dieser Ausführungsform gelangt
der Unterrotator 10 in Berührung nur mit dem Hauptrotator 3,
und der Berührungsbereich zwischen dem Unterrotator 10 und
dem Hauptrotator 3 (durch gestrichelte Linien in Fig. 4 an
gedeutet) wird wesentlich kleiner als bei der vorherigen Aus
führungsform. Daher fließt beinahe die gesamte in dem Haupt
rotator 3 erzeugte Wärme in die Kurbelwelle 1, was das Aus
maß des Temperaturanstiegs des Unterrotators 10 verringert.
Da der Unterrotator 10 direkt an dem Hauptrotator 3 befe
stigt ist, beeinträchtigt das Schwungrad 20 bei dieser
Ausführungsform nicht die Handhabbarkeit bezüglich der Mon
tage an der Kurbelwelle 1. Da nur der Hauptrotator 3 an der
Kurbelwelle 1 befestigt ist, kann darüber hinaus zusätzlich
die Dicke des Hauptrotators 3 einfach erhöht werden, und da
her ist das Schwungrad 20 gemäß der vorliegenden Ausführungs
form auch in der Hinsicht vorteilhaft, daß die Steifigkeit
des Hauptrotators 3 erhöht wird.
Andere Betriebsabläufe und Wirkungen des Schwungrades 20 bei
dieser Ausführungsform sind gleich denen des Schwungrades 20
der vorherigen Ausführungsform.
Bei einer weiteren erfindungsgemäßen Ausführungsform, die in
Fig. 5 gezeigt ist, ist der grundsätzliche Aufbau des Schwung
rades gleich dem der vorherigen zweiten Ausführungsform, je
doch ist der Umfangsabschnitt 10B des Unterrotators 10, wel
cher die Dämpfungsmassen 12 enthält, in einer radial äußeren
Position gegenüberliegend einem Außenumfang des Hauptrotators
3 angeordnet.
Da bei einem derartigen Aufbau die Dämpfungsmassen 12 in ei
ner Position angeordnet sind, in welcher es schwer ist, Strah
lungshitze von dem Hauptrotator zu empfangen, werden die
Dämpfungsmassen 12 weniger durch Wärme beeinflußt, die von
dem Hauptrotator 3 erzeugt wird, so daß auf vorteilhafte
Weise eine Gegenmaßnahme gegen den Wärmeeinfluß eingesetzt
wird. Die in einer radial äußeren Position angeordneten
Dämpfungsmassen 12 sind darüber hinaus weiter entfernt von
einem Drehzentrum des Unterrotators 10 angeordnet, so daß
eine höhere Zentrifugalkraft erzeugt wird, wodurch Dreh
variationen wesentlich verringert werden.
Da bei einem derartigen Aufbau eine Radialabmessung des zen
tralen Abschnitts 10A des Unterrotators 10 größer wird, wird
eine wesentliche Biegesteifigkeit des Unterrotators 10 ver
ringert, ohne diesen zu dünn auszubilden, und hierdurch wird
es einfacher, die Funktion des Unterrotators 10 als dynami
sche Dämpfungseinrichtung durchzuführen.
Der zentrale Abschnitt 10A wird durch Wärmeübertragung von dem
Hauptrotator 3 stärker beeinflußt als der Umfangsabschnitt
10B, so daß vorzugsweise die Dicke des zentralen Abschnitts
10A groß gewählt ist, um die Steifigkeit bei hoher Tempera
tur sicherzustellen, wogegen die Erhöhung der Dicke des zen
tralen Abschnitts 10A die Funktion des Unterrotators 10 als
dynamische Dämpfungseinrichtung beeinträchtigt. Daher werden
mit dem voranstehend beschriebenen Aufbau die Anforderungen
bezüglich der Sicherstellung der Steifigkeit bei hoher Tempe
ratur und des Betriebs des Unterrotators 10 als dynamische
Dämpfungseinrichtung beide erfüllt.
Weitere Betriebsabläufe und Wirkungen des Schwungrades gemäß
dieser Ausführungsform sind gleich denen des Schwungrades ge
mäß den vorherigen Ausführungsformen.
Zwar werden die bevorzugten Ausführungsformen der Erfindung
bei einem Antriebskraftübertragungssystem eines Fahrzeugs
eingesetzt, welches ein Handschaltgetriebe aufweist, jedoch
ist ein Schwungrad gemäß der Erfindung auch bei anderen An
triebskraftübertragungssystemen eines Fahrzeugs einsetzbar.
Beispielsweise kann ein Schwungrad gemäß der Erfindung auch
bei einem Antriebskraftübertragungssystem eines Fahrzeugs
eingesetzt werden, welches ein Automatikgetriebe aufweist,
und zwar so, daß ein Drehmomentwandler des Automatikgetrie
bes als Hauptrotator zur Übertragung einer Antriebskraft
und ein Unterrotator, welcher die Dämpfungsmassen umfaßt
und deren Pendelbewegung zur Verringerung von Drehmvaria
tionen gestattet, unabhängig voneinander vorgesehen
und einstückig miteinander verbunden sind. Zusätzlich ist ein
Schwungrad gemäß der Erfindung bei anderen Drehsystemen als ei
nem Antriebskraftübertragungssystem eines Fahrzeugs einsetzbar.
Claims (4)
1. Schwungrad (20) zur Übertragung einer Antriebskraft in einem eine Kupplung
(4) aufweisenden Antriebssystem, wobei das Schwungrad (20) mehrere Dämpfungs
massen (12) aufweist, die eine rollende Pendelbewegung durchführen können, zur
Verringerung von Drehschwingungen bestimmter Ordnung, mit einem Hauptrotor (3)
zur Übertragung der Antriebskraft, dadurch gekennzeichnet, daß ein zusätzlicher
Unterrotor (10), der die Dämpfungsmassen (12) aufnimmt und deren Pendelbewe
gung zuläßt, vorgesehen ist,
wobei der Hauptrotor (3) und der Unterrotor (10) in einem radial inneren Bereich mit einander verbindbar sind, und
der Unterrotor (10) an einer der Kupplung (4) abgewandten Seite des Hauptrotors (3) angeordnet ist.
wobei der Hauptrotor (3) und der Unterrotor (10) in einem radial inneren Bereich mit einander verbindbar sind, und
der Unterrotor (10) an einer der Kupplung (4) abgewandten Seite des Hauptrotors (3) angeordnet ist.
2. Schwungrad nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß ein die
Dämpfungsmassen (12) aufnehmender Abschnitt (10B) des Unterrotors (10) radial
außen an einen inneren Abschnitt (10A) anschließt, der in Axialrichtung eine geringe
Steifigkeit aufweist, wobei der Unterrotor (10) über den radial inneren Abschnitt (10A)
mit dem Hauptrotor (3) verbunden ist.
3. Schwungrad nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der
Unterrotor (10) mit dem Hauptrotor (3) über einen radial inneren Randabschnitt (10c)
des Unterrotors (10) verbunden ist, wobei der innere Randabschnitt (10c) radial von
einem weiteren Drehelement (1) des Antriebssystems beabstandet angeordnet ist.
4. Schwungrad nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet,
daß die Dämpfungsmassen (12) in Radialrichtung jenseits des Außenumfanges des
Hauptrotors (3) angeordnet sind.
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