DE4337858A1

DE4337858A1 - Mechanischer Drehmomentwandler

Info

Publication number: DE4337858A1
Application number: DE19934337858
Authority: DE
Inventors: Wolfgang Frentzel
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1993-11-05
Filing date: 1993-11-05
Publication date: 1995-05-11
Anticipated expiration: 2013-11-06
Also published as: DE4337858C2

Description

Die Erfindung betrifft einen mechanischen Drehmomentwandler.

In der Antriebstechnik, z. B. für Kraftfahrzeuge, ist in bestimmten Fällen der Einsatz von hydrodynamischen Drehmomentwandlern bzw. -kupplungen üblich, weil deren Eigenschaften weitgehend ideal zum Antrieb sind. Der Nachteil solcher hydrodynamischen Drehmomentwandler besteht darin, daß hydrodynamische Maschinen in einem relativ begrenzten Bereich einen ausreichend guten Wirkungsgrad aufweisen. Da aber im praktischen Betrieb normalerweise die gesamte Kennlinie der Antriebsmaschine verwendet werden muß, kommt es zu erheblichen Verlustleistungen, die z. B. im Festbremspunkt 100% betragen. Daher können solche hydrodynamischen Wandler fast nur zum Anfahren benutzt werden und im Dauerbetrieb wird auf mechanische Getriebe umgeschaltet.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Drehmomentwandler zu schaffen, der für den Antrieb von Kraftfahrzeugen und dergleichen geeignet ist und insb. eine optimale Anpassung der Motorkennlinie an die Lastkennlinie ermöglicht.

Diese Aufgabe wird durch einen mechanischen Drehmomentwandler gelöst, der zwischen einem Antrieb und einem Abtrieb ein Drehmomentübertragungselement aufweist, das um eine zu einer ersten, der Hauptachse (X) senkrechten zweiten Achse (Y) drehbar angeordnet ist, wobei an dem Drehmomentübertragungselement wenigstens eine Rotationsmasse vorgesehen ist, welche um die erste Achse (X), die zweite Achse (Y) und eine dritte Achse (Z,Z′ . . . ) drehbar angeordnet ist und wobei sich die erste (X), die zweite (Y) und die dritte (Z,Z′ . . .) Achse in einem Punkt schneiden (Anspruch 1).

Der erfindungsgemäße Drehmomentwandler verwendet anstelle hydrodynamischer Wirkungen Massenmomente rotierender Massen, insbesondere Kreiselmomente, die bei sinngemäßer Anwendung für Antriebswecke von Kraftfahrzeugen herangezogen werden können.

Ein solches System arbeitet, abgesehen von normalen, jedem mechanischen System anhaftenden Reibungsverlusten im Gegensatz zu hydrodynamischen Wandlern, verlustfrei. Zudem wird auch eine leichte Regelbarkeit ermöglicht, die vom Plusbereich bis zum Minusbereich reicht, so daß der Drehmomentwandler zum Antrieb eines Kraftfahrzeuges gut geeignet ist. Die Umsteuerbarkeit in den Minusbereich liefert gleichzeitig eine wirksame Dauerbremse. Ferner ist mit den Mitteln der Elektronik eine Regelung möglich, die stets den optimalen Kennlinienpunkt der Antriebsmaschine automatisch anfährt, wobei wahlweise das Verbrauchsminimum des Treibstoffes oder das Schadstoffemissionsminimum eingeregelt werden kann.

Aufgrund der erfindungsgemäßen Anordnung, bei der sich die erste, zweite und dritte Achse in einem Punkt schneiden, ergibt sich ein sehr einfaches Getriebeschema, da die Drehmomente Mx und My bezüglich der X- bzw. Y-Achse systematisch miteinander zusammenhängen, wobei Mx immer die Reaktion auf My bildet, unabhängig davon, welche inneren Übersetzungen gewählt werden.

Gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung führen die Rotationsmasse(n) im Betriebszustand des Drehmomentwandlers um die dritte Drehachse(n) (Z,Z′, . . . ) wechselnde Drehbewegungen in Koordination mit der Richtung der zweiten Drehachse (Y) aus. Die wechselnden Drehbewegungen um die Hauptträgheitsachse/n der Rotationsmasse(n) hinsichtlich der Winkelgeschwindigkeit (ωz) können vorteilhafterweise pulsierende Drehbewegungen sein, die symmetrischen Sinusschwingungen um den Nullpunkt bis rechteckähnlichen Schwingungen entsprechen. Ferner können die wechselnden Drehbewegungen in ihrer Amplitude und/oder Lage des Winkelgeschwindigkeitsvektors veränderbar sein. Aufgrund der pulsierenden Winkelgeschwindigkeit der Rotationsmasse wird an den Positionen, an denen normalerweise eine Kreiselmomentumkehr auftreten würde, die Winkelgeschwindigkeit wz, die an der Kreiselmomentbildung beteiligt ist, ihre Polarität wechseln. Dabei werden die beiden Momente Mx und My in gleichbleibende Richtung gelenkt. Die pulsierenden Drehbewegungen können im Fall (a) durch eine Taumelscheibe oder einen Kurbeltrieb, die über Kurbel und/oder Schubstangen Einfluß auf die Rotationsmassen haben, im Fall (c) durch elliptische Räder oder ein Doppelkardangelenk, das nicht ausgleichend angeordnet ist, verwirklicht werden. Fall (b) betrifft nur rechteckähnliche Rotationsbewegungen, insbesondere solche Bewegungen, die ruck- und stoßfrei sind.

Die Veränderung der Pulsationsbewegungen in ihren Amplituden können durch Veränderung der Schräglage der Taumelscheibe bezüglich ihrer Drehachse erzielt werden, da durch eine größere Neigung ein größerer Hub erzielt wird. Die Veränderung der Lage des maximalen Winkelgeschwindigkeitsvektors kann durch Verschwenken der Schwenkachse der Taumelscheibe bezüglich der zweiten Achse (Y) erzielt werden.

Günstig ist die zweite Achse (Y) senkrecht zu der ersten Achse (X) und die dritte Achse (Z,Z′ . . . ) senkrecht zu der zweiten Achse (Y) angeordnet. Vorteilhaft kann die Koordination der wechselnden Drehbewegungen um die dritte Achse (Z,Z′ . . . ) zu der Richtung der zweiten Achse Y so sein, daß nach einer Umdrehung der zweiten Achse (Y) eine volle Periode der pulsierenden Drehbewegung der ersten Achse (X) abgeschlossen ist. Auch kann die Koordination der wechselnden Drehbewegungen und der Richtung der zweiten Achse (Y) so verlaufen, daß die Periode der pulsierenden Drehbewegung im wesentlichen halbwellensymmetrisch ist.

Gemäß einem Ausführungsbeispiel der Erfindung sind drei winkelversetzte, zu der zweiten Achse (Y) konzentrisch angeordnete Rotationsmassen vorgesehen. Sie können einen konstanten Winkelabstand aufweisen. Die Rotationsmassen können vorzugsweise zu der jeweiligen dritten Achse (Z,Z′, . . . ) rotationssymmetrisch angeordnete Flachzylinder sein.

Gemäß einem anderen Ausführungsbeispiel der Erfindung liegt der Schwerpunkt der Rotationsmasse/n in der ersten (X), der zweiten (Y) und der dritten (Z) Achse. Dabei sind die Rotationsmassen hantelförmige Gebilde, die jeweils aus zwei mittels einer dünnen Welle verbundenen Einzelmassen bestehen. Bei diesem Ausführungsbeispiel werden aufgrund der Drehung auftretende Axialkräfte eliminiert.

Da bei diesem Ausführungsbeispiel nur eine Masse im "Rotationssystem Y" verwendet werden kann, ist es vorteilhaft, eine Doppelanordnung vorzusehen, durch die der Ungleichförmigkeitsgrad des Abtriebsmomentes reduziert wird. Hierdurch wird die Anordnung einer zusätzlichen Drallausgleichsmasse überflüssig. Denn bei der doppelten Anordnung kann eine zweite hantelförmige Masse in einer zweiten Achse "Y′" gegenläufig um 90° versetzt drehen. Hierbei wird wegen des gleichen Massenträgheitsmomentes um "Y′" und wegen gleicher (negativer) Drehzahl ein vollständiger Drallausgleich erzeugt. Vorteilhafterweise kann die dritte Achse (Z) einen rechten Winkel mit der Hauptachse (X) bilden.

Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung ist das Drehmomentübertragungselement ein zu der zweiten Achse (Y) symmetrisches Kurbelelement.

Ferner ist es vorteilhaft, wenn eine Drall-Ausgleichsmasse vorgesehen ist. Hierdurch wird ein schnelles zuverlässiges Laufen des Drehmomentwandlers gewährleistet. Die Drall- Ausgleichsmasse ist insbesondere dann erforderlich, wenn drei Rotationsmassen auf einer Achse "Y" angeordnet sind. Dabei bildet der gesamte Komplex "Y" ein gemeinsames Trägheitsmoment, welches bei zusätzlicher Drehung um die "X" -Achse einen Drall erzeugt, d. h. einen umlaufenden Drehmomentvektor, der so in vorteilhafter Weise durch die Drallausgleichsmasse kompensiert werden kann. Die Drallausgleichsmasse ist eine zusätzliche gegenläufige Ausgleichsmasse. Es wird eine vergleichbare Wirkung wie die der doppelt angeordneten, oben erwähnten, ebenfalls gegenläufig umlaufenden Hantelmassen erzielt. Vorteilhafterweise ist die Drallausgleichsmasse zu einer vierten Achse konzentrisch angeordnet und um diese drehbar, wobei die vierte Achse zu der zweiten Achse (Y) parallel ist und die Hauptachse (X) schneidet und die Drallausgleichsmasse das Eingangsdrehmoment auf das Drehmomentübertragungselement überträgt. Die Form der Drallausgleichsmasse kann entsprechend der geometrischen Anordnung der Vorrichtung beliebig gewählt werden. Wichtig ist dabei, daß das gesamte Trägheitsmoment aller um die "Y" rotierenden Massen, multipliziert mit ωy gleich dem Trägheitsmoment der Drallausgleichsmasse, multipliziert mit der negativen Winkelgeschwindigkeit derselben ist. So ist es z. B. möglich, eine relativ kleine Ausgleichsmasse zu konstruieren, wenn deren Winkelgeschwindigkeit ausreichend groß sein kann.

Die Erfindung betrifft ferner ein Verfahren zum Antrieb von Kraftfahrzeugen, bei dem ein gut geeigneter Antrieb mittels eines Drehmomentwandlers möglich ist. Bei dem erfindungsgemäßen Verfahren treibt der Antriebsmotor über einen mechanischen Drehmomentwandler das Kraftfahrzeug an, mittels eines Reglers wird ein Gang eines Motors aufgrund eines Meßwertes aus seiner Kennlinienschar gewählt und die Pulsationsbewegungen der Rotationsmassen werden verändert (Anspruch 17).

Die Veränderung der Pulsationsbewegungen der Rotationsmasse erfolgt vorzugsweise durch Verstellung einer Taumelscheibe.

Durch einen Regler, der sowohl die Taumelscheibe verstellt, als auch die Drosselklappe eines Kraftfahrzeugmotors oder die Einspritzmenge eines Dieselmotors verändert, kann das Kennlinienfeld optimal, insb. hinsichtlich des Verbrennungsvorganges oder der Umweltverträglichkeit ausgenutzt werden. Eine vollständige Anpassung an die Motorkennlinie wird möglich, es kann jeweils der gewünschte Punkt in der Motorkennlinie eingestellt werden, während mit der Verstellung der Pulsationsbewegung im mechanischen Drehmomentwandler das Fahrverhalten nach Wünschen des Fahrers beeinflußt werden kann. Die Verstellmöglichkeit ist auch in der Lage, die Richtung des Antriebsmomentes umzukehren; sie erlaubt also ein Rückwärtsfahren ohne ein zusätzliches Getriebe. Auch ein Bremsen des Fahrzeuges wird durch Verstellung der Pulsationsbewegungen der Rotationsmasse möglich, wodurch die Bremsenergie dem Motor zugeführt wird, der sie in die Kühlanlage abführt.

Im Folgenden werden Erfindungsbeispiele anhand der Zeichnung näher erläutert. Es zeigen:

Fig. 1 eine Skizze zur Darstellung der physikalischen Grundlagen der Wirkungen der erfindungsgemäßen Rotationsmassen;

Fig. 2 ein Schema eines erfindungsgemäßen Drehmomentwandlers;

Fig. 3 ein statisches Modell des Schemas aus Fig. 2;

Fig. 4 eine schematische Darstellung des Kurbeltriebes eines erfindungsgemäßen Drehmomentwandlers;

Fig. 5 ein Beispiel einer einfachen Getriebestufe mit den Vektoren der inneren Momente;

Fig. 6 das statische Modell der Anordnung aus Fig. 5;

Fig. 7 eine schematische Draufsicht auf ein erstes Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Drehmomentwandlers;

Fig. 8 eine schematische Draufsicht auf ein zweites Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Drehmomentwandlers.

I. Physikalische Grundlagen

Im folgenden sind alle Größen, die sich auf Winkelangaben beziehen, mit dem zusätzlichen Buchstaben "w" bezeichnet, z. B. "dw, aw, ew".

Grundlage aller diesbezüglichen Überlegungen sind die Euler′schen Gleichungen.

Mz = Iz _* wz′-(Iy-Ix) _* wy _* wx
My = Iy _* wy′-(Iz-Ix) _* wz _* wx
Mx = Ix _* wx′-(Iy-Ix) _* wy _* wz

wz′, wy′ und wx′ sind hierin die Zeitableitungen der Winkelgeschwindigkeiten.

Die drei Gleichungen beschreiben die Wirkungen rotierender Massen, bezogen auf ein im Körper festes, im Raum bewegliches Koordinatensystem, dessen Achsen mit den durch den Schwerpunkt hindurchgehenden Hauptträgheitsachsen (X, Y, Z,) zusammenfallen.

Siehe hierzu Fig. 1.

Ziel der Konstruktion ist, dieses mehrachsige Rotationssystem zu realisieren. Die Grundstruktur ist folgende:

1. Zweiseitig gelagertes Rahmensystem, welches die Drehzahl nx ausführt (Siehe Fig. 2).
2. In dieses Rahmensystem drehbar gelagertes inneres System, wobei die Drehachse rechtwinklig auf der Hauptachse (X) steht. Die Drehzahl dieses inneren Systems ist ny. Drehung "Y" ist gleichzeitig die Zählgröße für den Drehwinkel "dw".
3. In das innere System drehbar gelagertes drittes System mit wiederum rechtwinklig zu "Y" gelagerter Rotationsmasse, welche das Haupträgheitsmoment Iz, die Nebenträgheitsmomente Ix und Iy und die Winkelgeschwindigkeit ωz hat. Das Hauptträgheitsmoment bezieht sich auf die Rotationsachse, die Nebenträgheitsmomente sind wegen der Rotationssymmetrie gleich groß. Die Rotationsachse rotiert einerseits um "Y" und andererseits zusammen mit "Y" um "X". Die drei Rotationsachsen müssen sich in einem Punkte schneiden.

Bei der rechnerischen Behandlung wurde, wie in Fig. 1 dargestellt, die augenblickliche Position mit dem Winkel "dw" definiert.

Ungeachtet der Art der Realisation der drei Rotationen (sie wird später beschrieben) ist jedoch festzustellen, daß jeweils von dw=0 bis dw=180 positive, von dw<180 bis dw<360 negative Kreiselmomente zustandekommen. Damit liegt das Hauptproblem und die wesentliche Hürde aller konstruktiven Überlegungen vor. Gelöst werden kann dies dadurch, daß der Rotationsmasse eine pulsierende Winkelgeschwindigkeit zugeordnet wird. Das bedeutet, daß jeweils an den Positionen, an denen normalerweise eine Kreiselmomentenumkehr anstehen würde, die Winkelgeschwindigkeit ωz (die ja an der Kreiselmomentenbildung beteiligt ist) ihre Polarität wechselt. Damit werden die beiden Momente Mx und My in gleichbleibende Richtung gelenkt.

Pulsierende Drehbewegungen sind ein technisch einfach und in vielfältiger Weise zu lösendes Problem. Es bieten sich an:

- Kurbeltriebe,
- Taumelscheiben (bzw. Schrägscheiben) oder
- Kurventriebe.

Im Getriebeschema nach Fig. 2 wurde ein Kurbeltrieb gewählt, wobei dann ein nachgeschalteter Winkeltrieb die Geschwindigkeits- bzw. Momentenausbeute erheblich zu verstärken in der Lage ist). Immer ist es aber so, daß die Kurbel (bzw. Schrägscheibe oder Kurve) auf der Achse "Y" fest steht und lediglich zur Verschiebung des Drehzahlvektors verdreht wird, wobei die Schubstange (o. ä.) zusammen mit der pulsierend anzutreibenden Masse umläuft. Anstelle der Kurbelverdrehung ist ebenso eine Veränderung der Kurbelexzentrizität durch geeignete mechanische Mittel möglich.

Weitere Möglichkeiten zur Erzeugung einer pulsierenden Bewegung sind:
Einsatz eines elliptischen Zahnradpaares, wobei das innere wieder das Festrad ist,
Einsatz eines Doppel-Kardangelenkes, wobei die beiden Gelenke nicht ausgleichend zueinander angeordnet sind.

Pulsierende Bewegungen haben zwangsläufig Beschleunigungen zur Folge. Damit verlangt die erste der Euler′schen Gleichungen besondere Beachtung.

Mz = Iz _* w′z-(Iy-Ix) _* wy _* wx.

Das zweite Glied dieser Gleichung wird zu Null, da wegen der Rotationssymmetrie Ix = Iy. Das erste Glied wird wegen der auftretenden Beschleunigung ungleich Null. Jedoch ist dies ein Augenblickswert. Aus allen Augenblicksmomenten muß logischerweise der Mittelwert pro Umdrehung um "Y" gebildet werden. Hier interessieren nur die Komponenten in X-Richtung. Würde der Mittelwert aller X-Komponenten von Mz eine Größe ungleich Null ergeben, so bedeutete dies, daß, zusammen mit nx, eine Leistung aufträte, die keine äußere Entsprechung hat. Das ist aber physikalisch unmöglich.

Zur Darstellung aller Vorgänge sind selbstverständlich mathematische Wege möglich. Im vorliegenden Falle wurde aber ein numerischer Lösungsweg gewählt, der mit einem PC leicht durchzuführen ist: Der Umdrehungskreis um "Y" wurde in kleine Berechnungsschritte unterteilt, einzeln berechnet und aus allen Werten der Mittelwert gebildet. Werden die Berechnungsschritte ausreichend klein gewählt (im vorliegenden Falle jeweils 1-3 Grad) , so kann mit einem ausreichend genauen Endergebnis gerechnet werden. Bei der Berechnung von Mb (Mb = Beschleunigungsanteil von Mz) ist jedoch zu beachten:
Die Beschleunigung wz′ wird gebildet aus der Winkelgeschwindigkeitsdifferenz zweier benachbarter Berechnungspunkte, dividiert durch das Zeitdifferential t:

wz′ = (wz1-wz0)/t.

Hierbei ist es wichtig, die Geschwindigkeitsvektoren in X-Richtung zu benutzen:

wz′ (x) = (wz1_*cos(dw1)-wz0_*cos(dw0))/t und
Mb (x) = Iz _* wz′.

Der Mittelwert ergibt, wie erwartet, Null. Würde man die Cosinusfunktion erst in die Momentengleichung einführen, wäre die Richtungsänderung von wz1 bis wz0 unterschlagen worden. Der Mittelwert Mb ist dann ungleich Null. Diese Überlegungen sind aber nur bei dem numerischen Berechnungsweg erforderlich. Damit hat Mz in der Gesamtberechnung keine Bedeutung mehr. Bei den Kreiselmomenten Mx und My ist jeweils das erste Glied der Formel Null, da nx und ny konstant sind.

Man kann schreiben:

Mx = -(Iy-Iz) _* wy _* wz _* sin(dw)
My = -(Iz-Ix) _* wz _* wx _* sin(dw).

Aus diesen Momentanmomenten werden mit Hilfe des Zeitdifferentials t = PI _* st /(180 _* ws), worin mit st die Größe des Berechnungsschrittes gekennzeichnet ist, die Mittelwerte Mx und My gebildet, welche dann als insgesamt wirkende Momente in die Gleichgewichtsbedingungen eingehen.

II. Berechnung der Drehzahlen

Ziel der Konstruktion ist, ein System zu schaffen, bei dem sich sowohl nab als auch nzu jede beliebige Drehzahl zuordnen läßt. Diese Bedingung wird erfüllt wenn das System "X" angetrieben wird und das System "Y" über die Kegelradstufe (i6) und das Zahnrad z4 auf dem abtriebsseitigen Zahnrad z2 abrollt (siehe Fig. 2).

Die Berechnung der Drehzahlen erfolgt nach allgemein bekannten Grundsätzen, es muß daher nur das Ergebnis dargestellt werden:

nx = nzu
ny = (-i6/i1 _* i2) _* nab + (i6/i2) _* nzu.

Die Winkelgeschwindigkeiten:

wx = PI _* nx/30
wy = PI _* ny/30

Das Zeitdifferential:

t = PI _* st / (180_*wy); (Hierin ist "st" der Berechnungsschritt).

Es ist zu erkennen, daß nx und ny sowohl von nzu als auch von nab abhängen. Es liegt also ein labiles System vor, welches erst mit den im Inneren entstandenen Kreiselmomenten Mx und My stabil wird.

Die Momentandrehzahlen nz (wz) hängen ab von:

(1). den aus der Kinematik sich ergebenden Amplituden,
(2). der Wahl des Kegeltriebes im und
(3). der Drehzahl ny, da der Umlauf um die Kurbel mit dieser Drehzahl geschieht.

III. Bestimmung der kinematischen Verhältnisse am Kurbeltrieb

Wie bereits früher erwähnt ist die Erzeugung der pulsierenden Drehung wz auf verschiedene Weise möglich. Beispielhaft soll hier die Kinematik eines Kurbeltriebes gezeigt werden. In Fig. 4 ist das Schema dargestellt. Hierin ist:
r1 der Hebelarm an dem die Masse antreibenden Kegelrad,
l5 die Schubstangenlänge,
l1 der Mittenabstand von Kurbel und Kurbelarm,
es die Kurbelarmlänge,
dw der Umlaufwinkel um Achse "Y",
vv die Verschiebung des Kurbeltriebes (Verstellung).

Es ergibt sich:

l10 = sqr(l1²-r1²)
l51 = sqr(l10²+es²)
aw = atn(r1/l10)
l2 = es _* sin(aw-vv)
l4 = es _* cos(aw-vv)
l3 = es _* sin(dw-aw-vv)
l9 = es _* cos(dw-aw-vv)
l6 = sqr(l3²+(l1+l9)²)
bw = atn(l3/(l1+l9))
cw = acos((l5²+l6²-r1²)/(2 _* l5 _*l6))
fw = acos((r1²+l6²-l5²)/(2 _* r1 _* l6))
l7 = r1 _* sin(fw+bw)
l8 = r1 _* cos(fw+bw)
ew = 90-fw-bw-aw

Zeitdifferential pro Berechnungsschritt st:

t = PI _* st/(180 _* wy)
v = wy _* es
vs = v _* cos(90-(dw-aw-vv)-cw + bw)
vu = vs/cos(ew+aw-cw+bw)
waa = vu/r1
wa = waa/im
bz = (wa1 _* cos(dw1)-wao _* cos(dw0))/t

IV. Bestimmung der Momentenverhältnisse

Zur Berechnung wurden für jedes Getriebeglied die Gleichgewichtsbedingungen aufgestellt und das so entstandene, aus 9 Gleichungen bestehende System, mathematisch gelöst. Im vorliegenden Falle wurde zur Verbesserung der Übersichtlichkeit das Getriebesystem in ein aus Hebeln und Schubstangen bestehendes statisches System adaptiert. Fig. 5 zeigt als Beispiel eine einfache Getriebestufe mit den Vektoren der inneren Momente.

Das statische Modell dieser Anordnung ist in Fig. 6 dargestellt. In der Adaption werden sinngemäß aus Momenten Kräfte und aus Zahnrädern Hebel. Ist dieses Getriebe ein Planetengetriebe, so wird einfach der Festpunkt durch ein bewegliches Glied mit der entsprechenden Kraft ersetzt. Es gelten immer zwei Gleichgewichtsbedingungen:

1. Kräftegleichgewicht M1 + M3 + Ms = 0
2. Momentengleichgewicht M1 + M3/iv = 0

Fig. 2 zeigt das gesamte Getriebeschema, Fig. 3 das dazugehörende statische Modell. Hierin sind die Doppelinien Hebel (also Biegestäbe), und die einfachen Verbindungen Schubstangen. Winkelgetriebe werden sinngemäß als Winkelhebel dargestellt.

Wie bei jedem technischen System müssen auch hier alle von außen wirkenden Momente sich im Gleichgewicht befinden. Diese sind:

(1). Das Antriebsmoment Mzuges
(2). Das Abtriebsmoment Mges
(3). Das Kreiselmoment Mx.

Es können die Gleichgewichtsbedingungen aufgestellt werden. Grundlage hierfür ist Fig. 3.

Mges + M0 + M1 = 0
M2 + M4 + X1 = 0
M1 + i1 _* Mges = 0
M4 + i2 _* M2 = 0
M3 + M4 = 0
M1 + M2 = 0 - -
X1-M3-Mx-Mzuges = 0
Mges + Mzuges + M0 + Mx = 0
M-i6 _* My = 0 - -

Dieses aus 9 Gleichungen bestehende System wird durch Elimination der Variablen schrittweise gelöst. Die dabei jeweils eliminierten Variablen werden durch waagerechte Striche kenntlich gemacht.

1. Schritt:
M3 = i6 _* My, M2 = -M1

Mges + M0 + M1 = 0
X1-M1 + M4 = 0
M1 + i1 _* Mges = 0 - -
M4-i2 _* M1 = 0
M4 + i6 _* My = 0 - -
X1-i6 _* My-Mx-Mzuges = 0
Mges + Mzuges + M0 + Mx = 0

2. Schritt:
M4 = -i6 _* My, M1= -il _* Mges

M0+ (1-i1) _* Mges = 0 - -
X1 + i1 _* Mges-i6 _* My = 0
i1 _* i2 _* Mges -i6 _* My = 0
X1-i6 _* My-Mx-Mzuges = 0
Mges + Mzuges + M0 + Mx = 0

3. Schritt:
M0 = Mges _* T* _* t (i1-1)

X1 + i1 _* Mges-i6 _* My = 0 - -
i1 _* i2 _* Mges-i6 _* My = 0
X1-i6 _* My-Mx-Mzuges = 0
i1 _* Mges + Mzuges + Mx = 0

4. Schritt:
X1 = i6 _* My-i1 _* Mges

i1 _* i2 _* Mges-i6 _* My = 0
i1 _* Mges + Mzuges + Mx = 0
i1 _* Mges + Mzuges + Mx = 0 (identisch)

Aus der letzten Gleichung ergibt sich:

Mges = (-Mx-Mzuges)/i1

Die Bedingung i1 _* i2 _* Mges-i6 _* My = 0 wird dabei systematisch immer erfüllt.

Aus der Leistungsbedingung ergibt sich zwingend

Mzuges = -Mges _* T* _* t nab/nzu

Das Gesamtmoment wird dann:

Mges = (-Mx) / i1 _* (1-nab/nzu)

Mit dem dargestellten Berechnungsweg wird der stationäre Zustand beschrieben. Beim Übergang in einen anderen stationären Zustand treten selbstverständlich Beschleunigungen auf. Ob und welche Probleme dadurch im praktischen Betrieb auftreten, ist derzeit nicht bekannt, jedoch sind diese allenfalls bei der Gestaltung der Regeleinrichtung zu erwarten und zu berücksichtigen.

Die Wirkung der Verstellmechanik beruht in erster Linie auf Beeinflussung der Schwingamplitude oder auf Verschiebung des Drehzahlvektors der Massen. Bei einem Versuchsmodell wurde eine Mechanik zur Veränderung der Exzentrizität der Kurbel geschaffen.

Einfluß auf die Momentencharakteristik hat aber auch das Verhältnis Ix/Iz. Eine Masse mit großem Außendurchmesser und kleiner Höhe (ähnlich Fig. 2) ergibt Werte Ix/Iz < 1. Lange, auseinandergezogene Massen ergeben Werte Ix/Iz <1 und damit, bei gleicher Verschiebung; umgekehrte Momentenwirkung. Es ist also eine Verstellmechanik denkbar, bei welcher axial geteilte Massen kontinuierlich zueinander verschoben werden können.

Es muß nicht erwähnt werden, daß eine Mehrfachanordnung der Massen um Welle "Y" (in der Regel 3) sowohl eine Vervielfachung der Momente wie auch einen weitgehend ausgeglichenen Lauf der pulsierend auftretenden Momente zur Folge hat.

Das beschriebene System arbeitet, abgesehen von normalen, jedem mechanischen System anhaftenden Reibverlusten, verlustfrei und unterscheidet sich dadurch grundsätzlich von hydrodynamischen Wandlern. Da zudem auch eine leichte Regelbarkeit vorhanden ist, welche vom Plusbereich bis zum Minusbereich reicht, ist eine gute Eignung zum Antrieb eines Kraftfahrzeuges zu erwarten. Die Umsteuerbarkeit in den Minusbereich liefert gleichzeitig eine wirksame Dauerbremse.

Mit den Mitteln der Elektronik ist außerdem eine Regelung denkbar, die automatisch immer den optimalen Kennlinienpunkt der Antriebsmaschine anfährt, wobei wahlweise das Verbrauchsminimum oder das Schadstoffemissionsminimum eingeregelt werden kann.

In Fig. 7 ist eine schematische Darstellung als Draufsicht auf das erste Ausführungsbeispiel der Erfindung gezeigt. Es handelt sich um das Ausführungsbeispiel, bei dem drei Rotationsmassen m winkelversetzt und konzentrisch um die zweite Achse Y angeordnet sind. Ferner ist eine Drallausgleichsmasse ma vorgesehen.

Fig. 8 zeigt eine Draufsicht in schematischer Darstellung auf das zweite erfindungsgemäße Ausführungsbeispiel. Die Rotationsmassen m sind als hantelförmige Gebilde geformt, die aus zwei mittels einer dünnen Welle verbundenen Einzelmassen bestehen. Es sind zwei dieser Drehmomentübertragungselemente vorgesehen, die eine Doppelanordnung bilden.

Claims

1. Mechanischer Drehmomentwandler, der zwischen einem Antrieb und einem Abtrieb ein Drehmomentübertragungselement aufweist, das um eine zu einer ersten, der Hauptachse (X) senkrechten zweiten Achse (Y) drehbar angeordnet ist, wobei an dem Drehmomentübertragungselement wenigstens eine Rotationsmasse vorgesehen ist, welche um die erste Achse (X), die zweite Achse (Y) und eine dritte Achse (Z,Z′, . . . ) drehbar angeordnet ist und wobei sich die erste (X), die zweite (Y) und die dritte (Z,Z′, . . . ) Achse in einem Punkt schneiden.

2. Mechanischer Drehmomentwandler nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotationsmasse(n) im Betriebszustand des Drehmomentwandlers um die dritte Achse (Z,Z′ . . . ) wechselnde Drehbewegungen in Koordination mit der Richtung der zweiten Drehachse (Y) ausführt.

3. Mechanischer Drehmomentwandler nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die wechselnden Drehbewegungen um die Hauptträgheitsachse (n) der Rotationsmasse(n) hinsichtlich der Winkelgeschwindigkeit (ωz) pulsierende Drehbewegungen sind, die symmetrischen Sinusschwingungen um den Nullpunkt bis rechteckähnlichen Schwingungen entsprechen.

4. Mechanischer Drehmomentwandler nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die wechselnden Drehbewegungen in ihrer Amplitude und/oder der Lage des maximalen Winkelgeschwindigkeitsvektors veränderbar sind.

5. Mechanischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Achse (Y) senkrecht zu der ersten Achse (X) und die dritte Achse (Z,Z′ . . .) senkrecht zu der zweiten Achse (Y) angeordnet ist.

6. Mechanischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Koordination der wechselnden Drehbewegungen um die dritte Achse (Z,Z′ . . . ) zu der Richtung der zweiten Achse (Y) so ist, daß nach einer Umdrehung der zweiten Achse (Y) eine volle Periode der pulsierenden Drehbewegung der dritten Achse (Z) abgeschlossen ist.

7. Mechanischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Koordination der wechselnden Drehbewegungen und der Richtung der zweiten Achse (Y) so verläuft, daß die Periode der pulsierenden Drehbewegung im wesentlichen halbwellensymmetrisch ist.

8. Mechanischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß drei winkelversetzte, zu der zweiten Achse (Y) konzentrisch angeordnete Rotationsmassen (m) vorgesehen sind.

9. Mechanischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotationsmasse(n) zu der jeweils dritten Achse (Z,Z′, . . . ) rotationssymmetrisch angeordnete Flachzylinder sind.

10. Mechanischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß der Schwerpunkt der Rotationsmasse/n in der ersten (X), der zweiten (Y) und der dritten (Z) Achse liegen.

11. Mechanischer Drehmomentwandler nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Rotationsmasse hantelförmig ist, und aus zwei mittels einer dünnen Welle verbundenen Einzelmassen besteht.

12. Mechanischer Drehmomentwandler nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß ein zweites Drehmomentübertragungselement mit den Merkmalen der vorhergehenden Ansprüche vorgesehen ist, um eine Doppelanordnung zu bilden.

13. Mechanischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 10 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß die dritte Achse (z) einen rechten Winkel mit der Hauptachse (X) bildet.

14. Mechanischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß das Drehmomentübertragungselement ein zu der zweiten Achse (Y) symmetrisches Kurbelelement ist.

15. Mechanischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß eine Drallausgleichsmasse (ma) vorgesehen ist.

16. Mechanischer Drehmomentwandler nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Drallausgleichsmasse zu einer vierten Achse konzentrisch angeordnet und um diese drehbar ist, wobei die vierte Achse zu der zweiten Achse (Y) parallel ist und die erste Achse (X) schneidet und die Drallausgleichsmasse gegenläufig zur Rotationsmasse drehbar ist.

17. Verfahren zum Antrieb von Kraftfahrzeugen, bei dem der Antriebsmotor das Kraftfahrzeug über einen mechanischen Drehmomentwandler antreibt, und mittels eines Reglers sowohl ein Gang des Motors hinsichtlich eines Meßwertes in seiner Kennlinienschar gewählt wird, als auch die Pulsationsbewegungen der Rotationsmasse(n) verändert werden.