DE4412993A1 - Schwingungsdämpfende Einrichtung - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine schwingungsdämpfende Einrichtung für einen Antrieb mit wenigstens einem Umschlingungsmittel, wie zum Beispiel Riemen oder Kette, insbesondere für den Antrieb der Nebenaggregate von Kraftfahrzeugen, wie zum Beispiel Servopumpen, Lüfter, Generator usw.

Derartige schwingungsdämpfende Einrichtungen sind beispiels­ weise durch die DE-OS 40 18 596 vorgeschlagen worden. Bei derartigen Einrichtungen ist die Riemenscheibe konzentrisch zur antreibenden Welle angeordnet und gegenüber dieser über eine eine Relativverdrehung der Riemenscheibe zur Welle ermöglichende Dämpfungseinrichtung begrenzt verdrehbar. Bei der vorerwähnten DE-OS umfaßt diese Dämpfungseinrichtung ringförmige Dämpfungselemente aus Gummi. Es sind jedoch auch Einrichtungen bekannt, bei denen andere Federelemente, wie zum Beispiel Schraubenfedern, verwendet werden.

Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, eine schwingungsdämpfende Einrichtung zu schaffen, die bei gegebenen Anforderungen bezüglich der Schwingungsisolierung bzw. schwingungsmäßigen Entkoppelung des Antriebes gegenüber der Antriebsmaschine, wie zum Beispiel Brennkraftmaschine einfacher im Aufbau ist als die bisher bekannten. Weiterhin soll die erfindungsgemäße schwingungsdämpfende Einrichtung auch die Funktion der üblicherweise bei Riementriebe erforderlichen Riemenspannrolle übernehmen. Weiterhin soll die erfindungsgemäße schwingungsdämpfende Einrichtung auch als Mehrstufentrieb ausbildbar sein. Die erfindungsgemäße Einrichtung soll außerdem in besonders einfacher Weise herstellbar sein und eine einwandfreie Funktion sowie hohe Lebensdauer aufweisen.

Gemäß der Erfindung wird dies dadurch erzielt, daß die Einrichtung ein um ein drehbar gelagertes Innenrad exzen­ trisch angeordnetes und auf diesem abwälzbares Hohlrad aufweist, das eine vorzugsweise äußere ringartige Angriffs­ fläche für das Umschlingungsmittel trägt, wobei der Abwälz­ durchmesser des Hohlrades größer ist als der des Innenrades, weiterhin das Hohlrad keine feste Drehachse aufweist, so daß diese gegenüber der Drehachse des Innenrades winkelmäßig verschwenkbar ist, und zwar entlang eines Kreises. Dieses Grundprinzip ermöglicht, das Hohlrad als Pendelmasse auszubilden und zu verwenden, wobei das mit dem Hohlrad zu­ sammenwirkende Umschlingungsmittel benutzt werden kann zur Erzeugung der für eine Torsionsschwingungsisolation des Nebenabtriebs erforderlichen Elastizität. Dies bedeutet also, daß die Elastizität des Umschlingungsmittels benutzt wird zur Erzeugung der notwendigen Federrate. Als Umschlin­ gungsmittel eignen sich in besonders vorteilhafter Weise Riemen, wie Keilriemen, Flachriemen, Keilrippenriemen oder Zahnriemen, die aus Gummi und/oder Kunststoff bestehen, und zusätzlich noch Armierungen aufweisen können. In besonders vorteilhafter Weise eignen sich Riemen mit hoher Zugfestig­ keit für rauhen und stoßhaften Betrieb. Derartige Riemen sind im allgemeinen in Längsrichtung zu steif, um für sich alleine eine Torsionsschwingungsisolation von Nebenaggrega­ ten zu gewährleisten. Durch die erfindungsgemäße Anordnung erfolgt jedoch eine Übersetzung bzw. Umwandlung der geringen Längenänderungen des Riemens in verhältnismäßig große Verdrehwinkel bzw. Verschwenkwinkel des Hohlrades gegenüber dem Innenrad. Beim Verschwenken bzw. Pendeln des Hohlrades wälzt sich dieses über eine entsprechend ausgebildete ringförmige Kontur auf dem Innenrad ab. Durch die erfin­ dungsgemäße Dämpfungseinrichtung wird also bewirkt, daß geringere Längenänderungen des Umschlingungsmittels, wie Riemen, größere Pendelbewegungen des Hohlrades um das Innenrad bewirken.

Durch Anpassung bzw. entsprechende Auswahl der das Schwing­ verhalten des Antriebssystems bestimmenden bzw. beein­ flussenden Größen bzw. Parametern kann das Antriebssystem an das Schwingungsverhalten der antreibenden Maschine, wie Brennkraftmaschine, optimal angepaßt werden, so daß eine optimale schwingungsmäßige Entkoppelung des Antriebs, wie insbesondere Riementriebs, erzielt werden kann. Die Größen bzw. Parameter, welche bei der Auslegung des Antriebssystems berücksichtigt werden müssen, sind die Anzahl der anzutrei­ benden Aggregate sowie deren Massenträgheitsmomente, die Feder- bzw. Dämpfungsrate des Umschlingungsmittels sowie dessen freien Längen und Umschlingungswinkel um die einzel­ nen Räder, die Massenträgheit des Hohlrades, das Überset­ zungsverhältnis zwischen Hohlrad und Innenrad, die Vor­ spannkraft des Umschlingungsmittels und die Exzentrizität zwischen den Drehachsen des Innen- und des Hohlrades.

Weitere vorteilhafte konstruktive und funktionelle Merkmale sowie Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus den Ansprüchen 2 bis 29 sowie der folgenden Figurenbeschreibung.

Anhand der Figuren sei die Erfindung näher erläutert.

Dabei zeigen:

Fig. 1 eine Prinzipskizze der Erfindung,
die

Fig. 2 und 3 eine mögliche konstruktive Ausführungs­ form der Erfindung, wobei

Fig. 3 einen Schnitt gemäß der Linie III-III der Fig. 2 darstellt und
die

Fig. 4 und 5 eine konstruktive Ausführungsform der Erfindung mit zwei Übersetzungsstufen, wobei

Fig. 5 einen nur teilweise dargestellten Schnitt entsprechend der Linie V-V der Fig. 4 darstellt.

Die Prinzipskizze gemäß Fig. 1 zeigt ein Hohlrad 1, das eine Innenlauffläche 2 mit einem Radius 3 besitzt. Das Hohlrad 1 ist über seine Innenlauffläche 2 auf einem Innenrad 4 mit einem Radius 5 aufgenommen. Das Innenrad 4 ist um die ortsfeste Drehachse 6 verdrehbar gelagert. Die Innenlauffläche 2 und die äußere Lauffläche 7 des Innenrades 4 können sich bei einer Rotation des Innenrades 4 bzw. des Hohlrades 1 aufeinander abwälzen, wie dies im Bereich 8 gemäß Fig. 1 ersichtlich ist. Das Hohlrad 1 ist auf dem Innenrad 4 frei pendelnd aufgenommen, das bedeutet, daß die Rotationsachse 9 des Hohlrades 1 in bezug auf die Rotations­ achse 6 des Innenrades 4 nicht ortsgebunden ist, also eine Verlagerung vollführen kann. Durch Abwälzung bzw. Verdrehung des Hohlrades 1 auf dem Innenrad 4 kann also die Rotations­ achse 9 des Hohlrades 1 gegenüber der Rotationsachse 6 des Innenrades 4 verschwenkt werden, und zwar entlang eines Kreises mit einem Radius 10, der dem Abstand zwischen den beiden Drehachsen 6 und 9 entspricht. Bei einer Pendelbewe­ gung des Hohlrades 1 gegenüber dem Innenrad 4 verlagert sich auch der Bereich 8, in dem die beiden Räder 1 und 4 an­ triebsmäßig in Verbindung stehen um einen entsprechenden Winkel.

Das Hohlrad 1 besitzt eine äußere Lauffläche 11 mit einem wirksamen Radius 12, auf der ein endloses Umschlingungs­ mittel 13, wie z. B. ein Riemen oder eine Kette zur Kraft­ bzw. Drehmomentübertragung aufgenommen ist. Das Umschlin­ gungsmittel 13 umgreift wenigstens ein weiteres drehbares Rad 14 mit einem wirksamen Radius 15. Das Umschlingungs­ mittel 13 besitzt eine Elastizität, welche schematisch dargestellt und mit dem Bezugszeichen 16 gekennzeichnet ist. Die Gesamtelastizität ist dabei hauptsächlich abhängig von der Federrate des Riemens und dessen freier Länge, also die Bereiche des Umschlingungsmittels 13, welche sich zwischen den beiden Rädern 1 und 14 frei erstrecken, also nicht diese beiden Räder 1 und 14 umschlingen. Die Längenabschnitte des Umschlingungsmittels 13, welche die Räder 1 und 14 um­ schlingen, verhalten sich aufgrund des antriebsmäßigen Eingriffs mit den Rädern 1 und 14 in bezug auf die freien Längenabschnitte unelastischer.

Die antriebsmäßige Verbindung zwischen dem Hohlrad 1 und dem Innenrad 4 kann über eine Reibverbindung erfolgen. Zweckmä­ ßig ist es jedoch, wenn diese beiden Räder 1 und 4 über Verzahnungen in Eingriff stehen. Das Umschlingungsmittel 13 kann ebenfalls über Reibeingriff oder Formschluß mit dem Hohlrad 1 und dem Rad 14 antriebsmäßig gekoppelt sein. So kann zum Beispiel das Umschlingungsmittel 13 durch einen Keilriemen oder einen Zahnriemen gebildet sein.

Das Hohlrad 1 wird mit dem Innenrad 4 antriebsmäßig über die in Längsrichtung des Umschlingungsmittels 13 einwirkenden Kräfte in Eingriff gehalten. Zweckmäßig ist es, wenn das Umschlingungsmittel 13 mit einer bestimmten elastischen Vorspannung zwischen den beiden Rädern 1 und 14 eingebaut ist.

Die Drehzahl des Hohlrades 1 ist um das Verhältnis des Radius 5 zum Radius 3 kleiner als die Drehzahl des Innenra­ des 4. Die beiden Räder 1 und 4 bilden also ein Überset­ zungsgetriebe, das in Verbindung mit dem eine bestimmte Elastizität bzw. bestimmte Federeigenschaften aufweisenden Umschlingungsmittel 13 eine schwingungsdämpfende Einrichtung bilden kann. Das Innenrad 4 kann beispielsweise durch eine Abtriebswelle einer Brennkraftmaschine, wie zum Beispiel der Kurbelwelle oder der Nockenwelle, angetrieben werden. Das angetriebene Rad 14 kann mit der anzutreibenden Welle eines Nebenaggregates der Brennkraftmaschine, wie zum Beispiel Lichtmaschine, Lüfter oder Pumpe, verbunden sein. Bei der Skizze gemäß Fig. 1 ist das Umschlingungsmittel 13 le­ diglich um ein anzutreibendes Rad 14 eines Aggregates gelegt. Das Umschlingungsmittel 13 kann jedoch um eine Mehrzahl von anzutreibenden Rädern 14 gelegt sein, wie dies in Verbindung mit Kraftfahrzeugen der Fall ist, bei denen über die Brennkraftmaschine eine Vielzahl von Nebenaggrega­ ten angetrieben werden. Durch das erfindungsgemäße Zusammen­ wirken zwischen Innenrad 4, Hohlrad 1 und Umschlingungs­ mittel 13 kann eine Torsionsschwingungsisolation zwischen dem Innenrad 4 und den über das Umschlingungsmittel 13 anzutreibenden Aggregaten erfolgen, wobei hierfür die Elastizität des Umschlingungsmittels 13 zur Erzeugung der notwendigen Federrate benutzt wird. Da über das Umschlin­ gungsmittel 13 jedoch eine bestimmte Leistung bzw. bestimmte Antriebskräfte übertragbar sein müssen und hierfür eine ausreichende Steifigkeit des Umschlingungsmittels 13 erforderlich ist, ist eine unmittelbare Schwingungsisolation nur aufgrund der Längenänderungen und der Dämpfungseigen­ schaften des Umschlingungsmittels 13 nicht möglich. Hierfür sind die zulässigen bzw. auftretenden Längenänderungen des Umschlingungsmittels 13 infolge von Torsionsschwingungen bzw. Drehmomentungleichförmigkeiten zu gering. Durch die erfindungsgemäße Anordnung der beiden Räder 4 und 1 kann jedoch eine Übersetzung bzw. Umwandlung der Dämpfungswirkung der bei Torsionsschwingungen auftretenden Längenänderungen des Umschlingungsmittels 13 in der Form erfolgen, daß geringe Längenänderungen des Umschlingungsmittels 13 größere Pendelbewegungen des Hohlrades 1 um das Innenrad 4 bewirken. Die winkelmäßige Größe der Pendelbewegungen ist dabei abhängig vom Verhältnis des inneren Wirkradius 3 des Hohlrades 1 zum äußeren Wirkradius 5 des Innenrades 4 bzw. vom Durchmesserverhältnis zwischen Innenlauffläche 2 des Hohlrades 1 und Außenlauffläche 7 des Innenrades 4. Durch die infolge von Drehmomentschwankungen bzw. Torsionsschwin­ gungen im System gemäß Fig. 1 auftretenden Längenver­ änderungen des Umschlingungsmittels 13 erfolgt eine Ver­ lagerung der Drehachse 9 des Hohlrades 1 gegenüber der Drehachse 6 des Innenrades 4, und zwar entlang eines Kreises mit einem Radius 10. Der Radius 10 entspricht der Exzen­ trizität zwischen den beiden Drehachsen 6 und 9. Durch diese mögliche Schwingbewegung des Hohlrades 1 gegenüber dem Innenrad 4 wirkt das Hohlrad 1 ähnlich wie ein Tilger bzw. ein Massenpendel. Der momentane Gelenkpunkt bzw. Pendelpunkt ist dabei durch den Berührungspunkt zwischen den beiden Rädern 1 und 4 gebildet, welcher sich auf einer durch die beiden Drehachsen 6 und 9 verlaufenden Gerade befindet. Dieser momentane Pendelpunkt verlagert sich entsprechend der winkelmäßigen Auslenkung des Hohlrades 1 gegenüber dem Innenrad 4. Das erfindungsgemäße schwingungsdämpfende Antriebssystem besitzt weiterhin eine Selbstspannfunktion, die infolge der Momentübertragung zwischen den beiden Rädern 4 und 1 und der damit verbundenen Auslenkung des Hohlrades 1 in bezug auf die in Fig. 1 dargestellten Lage bei einer Verlängerung des Übertragungsmittels 13 entsteht bzw. bewirkt wird. Wie aus Fig. 1 erkennbar ist, vergrößert sich der Abstand zwischen der Drehachse 9 des Hohlrades 1 und der Drehachse 17 des Rades 14 bei einer Verschwenkung des Hohlrades 1 auf dem Innenrad 4, wodurch elastische Längen­ änderungen des Umschlingungsmittels 13 ausgeglichen werden können. Bei einer Antriebsrichtung des Innenrades 4 ent­ sprechend dem Pfeil 18 wird das Hohlrad 1 in die gleiche Umfangsrichtung angetrieben, wobei infolge der dabei stattfindenden Drehmomentübertragung im Abwälzbereich bzw. Kontaktbereich 8 das Hohlrad 1 in Richtung des Pfeiles 19 gedrängt wird. Dadurch wird die in Fig. 1 auf der linken Seite vorhandene freie Länge 13a des Umschlingungsmittels 13 auf Zug beansprucht. Bei Torsionsschwingungen bzw. Momen­ tenschwankungen im Antriebssystem verändert sich die Beanspruchung der freien Länge 13a bzw. 13b, so daß Längen­ änderungen an dem eine gewisse Elastizität aufweisenden Umschlingungsmittel 13 auftreten, die ein Pendeln des Hohlrades 1 um das Innenrad 4 bewirken. Die Drehachse 9 des Hohlrades 1 wird dabei entlang eines Kreises bewegt mit einem Radius 10. Infolge der Kinematik des Systems können bereits geringe Längenveränderungen des Umschlingungsmittels 13 verhältnismäßig große Winkelausschläge des Hohlrades 1 bewirken bzw. es können in bezug auf die Längenveränderungen verhältnismäßig große Relativverdrehungen zwischen dem Innenrad 4 und dem Hohlrad 1 erfolgen.

Bei dem in den Fig. 2 und 3 dargestellten Ausführungs­ beispiel der Erfindung besitzt das Hohlrad 101 radial außen ein Keilrippenprofil 120 für einen in Fig. 2 schematisch dargestellten Keilrippenriemen (Poly-V-Riemen) 121. Am Innenumfang besitzt das Hohlrad 101 ein Verzahnungsprofil 122, das mit einer entsprechend angepaßten Außenverzahnung 123 des Innenrades 104 kämmt. Über die in Eingriff stehenden Verzahnungen 122 und 123 erfolgt die Drehmomentübertragung vom Innenrad 104 auf das Außenrad 101. Wie aus Fig. 3 erkennbar ist, sind die Verzahnungen 122 und 123 durch Kunststoff- bzw. Gummiringe gebildet, die auf der inneren Mantelfläche des Hohlrades 101 und auf die äußere Mantel­ fläche des Innenrades 104 aufgebracht sind. Die Verzahnungen bzw. Profilierungen 122, 123 können auf die entsprechenden Räder 101, 104 aufvulkanisiert sein. Dadurch, daß wenigstens eine der Profilierungen 122, 123 aus Kunststoff bzw. Gummi besteht, wird ein geräuscharmer Lauf zwischen den beiden Rädern 101 und 104 gewährleistet.

Das Innenrad 104 ist über ein Befestigungsmittel in Form einer Schraube 124 an einer Antriebswelle 125 drehfest befestigt.

In Fig. 2 ist weiterhin schematisch ein Riemenspanner 126 dargestellt, der in einem Bereich des Riemens 121 angeordnet ist, der nicht auf Zug für den Antrieb eines Nebenaggregates beansprucht wird. Bei einer Antriebsrichtung des Riemens 121 gemäß dem Pfeil 127 befindet sich der Riemenspanner 126, in Kraftflußrichtung 127 des Riemens 121 betrachtet, hinter dem Hohlrad 101, so daß also die Längskräfte, welche infolge der antriebsmäßigen Verbindung des Riemens 121 mit Nebenaggrega­ ten im Riemen auftreten, in der Riementeillänge, welche den Riemenspanner 126 umgreift, nicht vorhanden sind. Riemen­ spannvorrichtungen sind beispielsweise durch die GB-OS 2 233 063 und die DE-OS 38 12 375 bekannt geworden.

Die Elastizität bzw. die Federrate des Umschlingungsmittels 13, 121 und das Massenträgheitsmoment des Pendelrades 1, 101 müssen in bezug auf das schwingungsfähige Gesamtsystem, welches auch die über das Umschlingungsmittel 13, 121 anzutreibenden Aggregate und die das Innenrad 4, 104 antreibende Maschine umfaßt, derart bemessen sein, daß das Gesamtsystem während des Betriebes der antreibenden Maschine sich im überkritischen Drehzahlbereich befindet, das bedeutet, daß keine Resonanz beim normalen Betrieb der antreibenden Maschine auftritt. Vorzugsweise wird der kritische Drehzahlbereich bzw. Resonanzbereich unterhalb der Mindestdrehzahl mit der die antreibende Maschine betrieben wird bzw. betreibbar ist, durch entsprechende Auslegung des Umschlingungsmittels 13, 121 und des Pendelrades 1, 101 verlagert. Bei Brennkraftmaschinen ist es zweckmäßig, wenn das schwingfähige Gesamtsystem eine Eigenfrequenz aufweist, die unterhalb der Leerlaufdrehzahl der Brennkraftmaschine liegt, wobei es besonders vorteilhaft ist, wenn die Eigen­ frequenz unterhalb der Eigenerhaltungsdrehzahl der Brenn­ kraftmaschine liegt, also unterhalb der Mindestdrehzahl, mit der die Brennkraftmaschine von selbst laufen kann. Diese Drehzahl liegt üblicherweise in der Größenordnung von 150 bis 300 Umdrehungen pro Minute. Das System kann in besonders vorteilhafter Weise derart ausgelegt sein, daß die kritische Drehzahl unterhalb der durch den Anlasser erzeugten maxima­ len Brennkraftmaschinendrehzahl liegt, da dadurch gewähr­ leistet ist, daß das System mittels des Anlassers durch den kritischen Drehzahlbereich zwangsweise durchgeführt wird, und somit keine Resonanz im System auftreten kann.

Weitere Parameter, die die Eigenfrequenz des schwingungs­ fähigen Gesamtsystems beeinflussen und bei der Festlegung der Feder- und Dämpfungseigenschaften des Umschlingungs­ mittels 13, 121 sowie des Massenträgheitsmomentes des Pendelrades 1, 101 berücksichtigt werden müssen, sind die Trägheitsmomente der anzutreibenden Aggregate das Überset­ zungsverhältnis zwischen dem Innenrad 1, 104 und dem Hohlrad 31, 101 sowie der Wirkdurchmesser, auf dem das Umschlingungs­ mittel auf dem Hohlrad 1, 101 und auf den anzutreibenden Rädern 14 der Nebenaggregate läuft.

Durch den erfindungsgemäßen Aufbau wird die Spannung bzw. die Längskraft im Umschlingungsmittel 13, 121 dem über­ tragenen Moment angepaßt bzw. ist diesem proportional
Das in den Fig. 4 und 5 dargestellte Riemenantriebssystem 201 ist von einer Kurbelwelle 225 einer nicht näher darge­ stellten Brennkraftmaschine antreibbar. Das Riemenantriebs­ system 201 besitzt zwei Übersetzungsstufen 202 und 203, die in einem Gehäuse 204 aufgenommen sind. Das Gehäuse 204 ist durch ein topfförmiges Bauteil 205 gebildet, das auf seiner der Brennkraftmaschine zugewandten offenen Seite ein ring­ bzw. scheibenförmiges Teil 206 trägt. Das ringförmige Teil 206 erstreckt sich radial nach innen und verschließt zumindest teilweise den durch das topfförmige Bauteil 205 begrenzten Innenraum 207. Der Innenraum 207 wird weiterhin durch ein zweites ringförmiges Bauteil 208 begrenzt, das gegenüber dem scheibenförmigen Teil 206 verdrehbar ist. Zur Abdichtung des Innenraumes 207 nach außen hin ist einerseits zwischen den beiden ringförmigen Bauteilen 206 und 208 eine Dichtung 209 und andererseits zwischen den radial inneren Bereichen des ringförmiges Bauteil 208 und einem von der Kurbelwelle 225 angetriebenen Zapfen 225a eine Dichtung 210 vorgesehen. Das Gehäuse 204 trägt radial außen eine Profi­ lierung 211 für einen Antriebsriemen, über den Nebenaggrega­ te der Brennkraftmaschine antreibbar sind.

Radial innen trägt das Gehäuse 204 bzw. das topfförmige Bauteil 205 zwei axial versetzt bzw. beabstandete kreisring­ förmige Innenverzahnungen 212, 213, die jeweils in Eingriff stehen mit einem entsprechend zugeordneten außenverzahnten Zahnrad 214, 215. Die Verzahnungsdurchmesser der in Eingriff stehenden Verzahnungen sind dabei derart gewählt, daß die Innenverzahnung 213 und das Zahnrad 215 eine größere Unter­ setzung besitzen, als die Innenverzahnung 212 und das Zahnrad 214, das bedeutet also, daß beim Antrieb der Profi­ lierung 211 über das Zahnrad 215 die Profilierung 211 eine geringere Drehgeschwindigkeit besitzt als beim Antrieb über das Zahnrad 214. Die erzielbare Übersetzung der Zahnrad­ stufen 202 und 203 entspricht dabei dem Verhältnis der Teilkreisdurchmesser der in Eingriff stehenden Verzahnungen 213 und 215a sowie 212 und 214a.

Das Zahnrad 215 ist auf der Welle 225 bzw. dem Zapfen 225a über einen Freilauf 226 drehbar gelagert. Der Freilauf 226 ist dabei zwischen dem Zahnrad 215 und dem Zapfen 225a derart angeordnet, daß dieser in Antriebsdrehrichtung der Welle 225 eine drehfeste Verbindung zwischen dem Zahnrad 215 und dem Zapfen 225a herstellt, so daß das Gehäuse 204 angetrieben werden kann. Dreht das Gehäuse 204 unter Berücksichtigung des Übersetzungsverhältnisses der Ver­ zahnungen 213, 215a schneller als die Welle 225, so erfolgt eine Unterbrechung der Drehmomentübertragung zwischen der Welle 225 und dem Gehäuse 204 mittels des Freilaufes 226.

Wie in Verbindung mit Fig. 5 ersichtlich ist, bildet das Zahnrad 214 und die Innenverzahnung 212 des Gehäuses 204 in Verbindung mit dem mondsichelförmigen Bereich 227a des ring­ bzw. scheibenförmigen Bauteils 227 eine Mondsichelpumpe 228. Aus Fig. 4 ist ersichtlich, daß der mondsichelförmige Bereich 227a bzw. das Bauteil 227 über eine Lagerung 229 gegenüber dem Gehäuse 204 drehbar gelagert ist. Die Rota­ tionsachse 230 des mondsichelförmigen Bereichs 227a ist dabei koaxial mit der Rotationsachse der Innenverzahnungen 212, 213 bzw. der Profilierung 211. Die Lagerung des mondsichelförmigen Bereichs 227a bzw. des Bauteils 227 erfolgt über einen vom Gehäuse 204 getragenen axialen Zapfen 231, der in eine Ausnehmung 232 des mondsichelförmigen Teils 227 hineinragt. Die Lagerung 229 kann beispielsweise ein Gleit- oder Wälzlager aufweisen, das in der Ausnehmung 232 aufgenommen ist und den Zapfen 231 umgibt. Für manche Anwendungsfälle kann eine spezielle Lagerung des mondsichel­ förmigen Bereichs 227a im Gehäuse 204 entfallen, wobei dann der mondsichelförmige Bereich 227a für sich lediglich über die kreisringförmige Außenkontur 227b bzw. die kreisringför­ mige Innenkontur 227c, die sich jeweils an den Zähnen der Verzahnungen 212 und 214a abstützen, in radialer Richtung positioniert ist.

Der mondsichelförmige Bereich 227a besitzt eine Ausnehmung 233, die in radialer Richtung durch die Kontur 227c begrenzt ist und das Zahnrad 214 aufnimmt. Das Zahnrad 214 ist über eine Lagerung 234 auf der Welle 225 bzw. dem Zapfen 225a drehbar gelagert. Das Zahnrad 214 kann über eine Kupplung in Form einer Reibungskupplung 235 der Welle 225 zu- und abgekuppelt werden.

Die Reibungskupplung 235 ist durch eine Lamellenkupplung gebildet. Das hohl ausgebildete Zahnrad 214 begrenzt einen axialen ringförmigen Raum 236, in dem die Antriebslamellen 237 und die Abtriebslamellen 238 aufgenommen sind. Die Abtriebslamellen 238 sind über eine formschlüssige Ver­ bindung mit dem Zahnrad 214 drehfest, jedoch begrenzt axial verlagerbar, gekoppelt. Die Antriebslamellen 237 sind auf einer mit dem Zapfen 225a drehfesten Nabe 239 aufgenommen. Die drehfeste Verbindung zwischen den Antriebslamellen 237 und der Nabe 239 erfolgt ebenfalls über eine formschlüssige Verbindung, die ebenfalls eine zumindest begrenzte axiale Verlagerung zwischen den Antriebslamellen 237 und der Nabe 239 ermöglicht. Die Kupplung 235 wird bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel hydraulisch betätigt, und zwar über eine Kolben-Zylindereinheit 240. Die Kolben-Zylindereinheit 240 ist durch einen ringförmigen Kolben 241 gebildet, der in einem ringförmigen Zylinderraum 242, der in den Bauteil 227 axial eingebracht ist, aufgenommen ist. Zwischen dem Kolben 241 und der als lamellenförmiges Teil ausgebildeten Druck­ platte 243 ist ein Ausrücklager 244 vorgesehen. Die Lamellen 237 und 238 sind zwischen dem flanschartigen Bereich 245 und der Druckplatte 243 axial einspannbar.

Die ringförmige Dichtscheibe 208 ist drehfest mit dem Bauteil 227.

Der Zylinderraum 242 steht über eine Leitung 246 mit der Druckseite der Pumpe 228 in Verbindung. In der Zuführleitung bzw. im Kanal 246 ist ein Ventil 247 vorgesehen, über das der Zylinderraum 242 mit der Druckseite der Pumpe 228 verbindbar bzw. von dieser Druckseite abschaltbar ist. Das Ventil 247 ist über einen Fliehkraftmechanismus 248 betätig­ bar. Der Fliehkraftmechanismus 248 besitzt eine Abstütz­ platte 249, die drehfest mit dem Zapfen 225 ist, sowie eine Betätigungsplatte 250, die mit dem Bauteil 227 bzw. dem Zahnrad 214 rotierbar ist. Zwischen der Abstützplatte 249 und der Betätigungsplatte 250 sind Fliehkraftkörper in Form von Kugeln 251 vorgesehen. Die Betätigungsplatte 250 wird axial in Richtung der Abstützplatte 249 durch einen Kraft­ speicher in Form einer Schraubenfeder 252 gedrängt. Die Betätigungsplatte 250 wirkt mit einem Betätigungselement 253 des Ventils 247 zusammen. Über dieses Betätigungselement 253 kann das Ventil 247 umgeschaltet werden, so daß der Zylin­ derraum 242 mit der Druckseite der Pumpe 228 verbunden bzw. von dieser abgetrennt werden kann.

Im folgenden sei die Funktion des Riemenantriebssystems 201 näher erläutert.

Bei Inbetriebnahme der die Welle 225 aufweisenden Antriebs­ maschine ist zunächst die Reibungskupplung 235 geöffnet, da die Pumpe 228 noch keinen Druck aufgebaut hat. Während dieser Anlaufphase wird das Gehäuse 204 über den Freilaufme­ chanismus 226 und die Übersetzungsstufe 202 angetrieben.

Dadurch wird auch das Zahnrad 214 über das Gehäuse 204 angetrieben, wodurch auch die Mondsichelpumpe 228 wirksam wird und den Zylinderraum 242 mit Druckmedium versorgt. Hierfür ist das Ventil 247 derart in das Riemenantriebs­ system 201 eingebaut, daß dieses in der nicht betätigten Stellung eine Verbindung zwischen der Druckseite der Zahnradpumpe 228 und dem Zylinderraum 242 herstellt. Durch die Versorgung des Zylinderraums 242 mit Druckmedium wird der Kolben 241 in Schließrichtung der Kupplung 235 ver­ lagert, so daß die Lamellen 237 und 238 allmählich zwischen dem flanschartigen Bereich 245 und der Druckplatte 243 axial eingespannt werden, wodurch das Zahnrad 214 über die Kupplung 235 unmittelbar von der Welle 225 bzw. vom Zapfen 225a angetrieben wird. Bei geschlossener Reibungskupplung 235 dreht also das Zahnrad 214 synchron mit der Welle 225.

Da die Übersetzungsstufe 203 eine größere Übersetzung aufweist als die Stufe 202, wird während der Schließphase der Reibungskupplung 235 das Gehäuse 204 bzw. die Profilie­ rungen 211 auf eine höhere Drehzahl gebracht als diejenige, welche durch die Übersetzungsstufe 202 übertragen werden kann. Dadurch wird der Freilauf 226 in dem Sinne wirksam, daß er ein Überholen des Zahnrades 215 gegenüber der Antriebswelle 225 bzw. dem Zapfen 225a zuläßt. Mit anderen Worten bedeutet dies, daß das Zahnrad 215 in Antriebs­ drehrichtung der Welle 225 schneller drehen kann als der Zapfen 225a.

Mit zunehmender Drehzahl wird der Fliehkraftmechanismus 248 wirksam, und zwar wandern die Kugeln 251 radial nach außen entlang der konus- bzw. kegelartig aufgestellten Bereiche 250a der Betätigungsplatte 250. Dadurch wird die Betäti­ gungsplatte 250 entgegen der Rückstellwirkung der Feder 252 derart verlagert, daß das Betätigungselement 253 des Ventils 247 betätigt wird. Diese Betätigung des Ventils 247 bewirkt, daß der Zylinderraum 242 von der Druckseite der Pumpe 235 getrennt wird, wodurch der Druck im Zylinderraum 242 abgebaut wird und die Kupplung 235 öffnet. Das Öffnen der Kupplung 235 bewirkt, daß das Gehäuse 204 bzw. die Profilie­ rung 211 dann von der Welle 225a über den sperrenden Freilauf 226 und die Übersetzungsstufe 202 angetrieben wird. Um diesen Antrieb über die Übersetzungsstufe 202 zu gewähr­ leisten, ist es wichtig, daß der Fliehkraftmechanismus 248 eine drehfeste Verbindung mit der Antriebswelle 225 bzw. dem Zapfen 225a besitzt, also die Drehzahl des Fliehkraftme­ chanismus 248 vorzugsweise proportional zur Drehzahl der antreibenden Welle 225 ist.

Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel erfolgt über den Fliehkraftmechanismus 248 eine allmähliche Betätigung des Ventils 247. Es können jedoch auch in dem Fliehkraftmecha­ nismus Vorkehrungen vorgesehen werden, die eine schnelle bzw. plötzliche oder praktisch schlagartige Betätigung des Ventils 247 und somit auch der Kupplung 235 ermöglichen. Durch derartige Vorkehrungen kann erzielt werden, daß die Kupplung bei einer bestimmten Drehzahl bzw. in einem engen Drehzahlbereich schließt und/oder öffnet. Derartige Vor­ kehrungen können beispielsweise durch in die Abstützplatte 249 und/oder in die Betätigungsplatte 250 eingebrachte Vertiefungen, in welche die Fliehkraftkörper 251 zumindest teilweise eingreifen, gebildet sein. Diese Vertiefungen können derart ausgebildet sein, daß bei einer bestimmten Drehzahl bzw. in einem bestimmten Drehzahlbereich die auf die Fliehkraftkörper 251 einwirkende Fliehkraft derart groß wird, daß die Rückhaltewirkung der Vertiefungen schlagartig überwunden wird, so daß die Kugeln danach verhältnismäßig rasch radial nach außen wandern können. Bei abnehmender Drehzahl werden die Fliehkraftkörper 251 durch die Rück­ stellwirkung der Feder 252 radial nach innen verlagert.

Das Gehäuse 204 kann in ähnlicher Weise, wie dies in Verbindung mit den Fig. 1 bis 3 beschrieben wurde, um bzw. auf den Zahnrädern 214 und 215 pendelbar sein, indem die Verzahnungen 212, 213 sich auf den Zahnrädern 214, 215 abwälzen.

Durch das Riemenantriebssystem 201 kann erzielt werden, daß zum Beispiel die Nebenaggregate einer Brennkraftmaschine, wie zum Beispiel Servopumpen, Generator, Lüfter usw., im unteren Drehzahlbereich der die Welle 225 antreibenden Maschine mit einer verhältnismäßig hohen Drehzahl angetrie­ ben werden, wohingegen im oberen Drehzahlbereich dieser Maschine durch Umschalten von der Übersetzungsstufe 203 auf die Übersetzungsstufe 202 die Antriebsdrehzahl der Neben­ aggregate verringert wird. Dadurch kann erzielt werden, daß die Nebenaggregate stets in einem wirtschaftlichen und vom Wirkungsgrad her optimalen Drehzahlbereich betrieben werden können.

Bei der Ausführungsform gemäß Fig. 4 sind also praktisch zwei Systeme gemäß Fig. 1 mit unterschiedlichen Durch­ messern bzw. Übersetzungen parallel geschaltet. Soll die Riemenscheibe 204 langsam laufen, wird die Kupplung 235 geöffnet und der Antrieb der Riemenscheibe 204 erfolgt über den Freilauf 226 des kleineren Antriebszahnrades 215. Wird die Kupplung geschlossen, erfolgt der Antrieb über das größere Antriebsrad 214, wobei die Riemenscheibe dann schneller läuft und der Freilauf 226 des kleineren Rades 215 überrollt bzw. überholt wird. Bei dem in Fig. 4 dargestell­ ten konkreten Ausführungsbeispiel wird die Kupplung 235 hydraulisch betätigt. Die Kupplung 235 kann jedoch auch auf andere Weise betätigbar sein, zum Beispiel bedarfsabhängig elektrisch gesteuert werden.

Die Erfindung ist nicht auf die dargestellten und beschrie­ benen Ausführungsbeispiele beschränkt, sondern umfaßt ganz allgemein schwingungsdämpfende Einrichtungen, bei der eine mit einem Umschlingungsmittel, wie zum Beispiel Riemen oder Kette, zusammenwirkende rotierende Masse exzentrisch frei schwingbar bzw. pendelbar gelagert ist. Weiterhin können die in Verbindung mit den einzelnen Ausführungsformen beschrie­ benen Wirkungen und konstruktiven Merkmale in beliebiger Weise kombiniert werden.

Claims (29)

1. Schwingungsdämpfende Einrichtung für einen Antrieb mit wenigstens einem Umschlingungsmittel, wie z. B. Riemen oder Kette, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung ein um wenigstens ein drehbar gelagertes Innenrad exzen­ trisch angeordnetes und auf diesem abwälzbares Hohlrad aufweist, das eine Angriffsfläche für das Umschlingungs­ mittel trägt, wobei der Abwälzdurchmesser des Hohlrades größer ist als der des Innenrades, weiterhin das Hohlrad keine feste Drehachse aufweist, so daß diese gegenüber der Drehachse des Innenrades winkelmäßig verschwenkbar ist.

2. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Abwälzkonturen des Hohlrades und die des Innenrades durch das Umschlin­ gungsmittel gegeneinander radial verspannt werden.

3. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Umschlingungsmittel eine elastische (federnde) Nachgiebigkeit aufweist.

4. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Hohlrad aufgrund einer elastischen Nachgiebigkeit des Umschlin­ gungsmittels Schwingbewegungen gegenüber dem Innenrad ausführen kann.

5. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Innen­ rad von einer Brennkraftmaschine angetrieben wird.

6. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Innenrad von der Kurbel­ welle und/oder der Nockenwelle einer Brennkraftmaschine antreibbar ist.

7. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Masse des Hohlrades in bezug auf die Elastizität des Umschlin­ gungsmittels und die über dieses Umschlingungsmittel anzutreibenden Aggregate derart abgestimmt ist, daß die Eigenfrequenz des Systems unterhalb der Leerlaufdrehzahl der Brennkraftmaschine liegt.

8. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Eigenfrequenz des Systems unterhalb der Eigenerhaltungsdrehzahl der Brenn­ kraftmaschine liegt.

9. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Träg­ heit des Hohlrades, die Abwälzradien des Hohlrades und des Innenrades sowie die Elastizität des Umschlingungs­ mittels in bezug auf die über das Umschlingungsmittel anzutreibende Aggregate derart aufeinander abgestimmt sind, daß das System eine Eigenfrequenz aufweist, die unterhalb der Eigenerhaltungsdrehzahl der Brennkraft­ maschine liegt.

10. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Durch­ messerverhältnis der Abwälzkontur des Hohlrades zur Abwälzkontur des Innenrades in der Größenordnung von 1,5 : 1 bis 5 : 1 liegt.

11. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das das Umschlingungsmittel aufnehmende Rad wenig­ stens zwei ringförmige Abwälzflächen unterschiedlichen Durchmessers aufweist, die jeweils mit einem Innenrad antriebsmäßig in Verbindung stehen.

12. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenräder einen un­ terschiedlichen Außendurchmesser aufweisen und um eine gemeinsame Rotationsachse vorgesehen sind.

13. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Innenräder auf einer gemeinsamen Antriebswelle aufgenommen sind.

14. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 11 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß eines der Innenräder über einen Freilauf auf einer Welle gelagert ist.

15. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 11 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß eines der Innenräder auf einer Welle drehbar gelagert ist und über eine Kupplung von dieser trennbar bzw. mit dieser verbindbar ist.

16. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplung in Abhängigkeit eines Fliehkraftmechanismus betätigbar ist.

17. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach Anspruch 15 oder 16, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplung in einem unteren Drehzahlbereich der schwingungsdämpfenden Einrichtung geschlossen ist und in einem oberen Dreh­ zahlbereich offen ist.

18. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 15 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß bei praktisch nicht rotierender Einrichtung die Kupplung offen ist.

19. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 11 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß das Innenrad mit kleinerem Durchmesser über den Freilauf auf einer Welle gelagert ist und das Innenrad mit größerem Außendurchmesser über die Kupplung einer Welle zu- und abkuppelbar ist.

20. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß beide Innenräder auf einer gemeinsamen Welle aufgenommen sind.

21. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 15 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupp­ lung hydraulisch betätigt ist.

22. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 1 bis 21, dadurch gekennzeichnet, daß eine Pumpe in die Einrichtung integriert ist.

23. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpe eine Zahnradpumpe ist.

24. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach Anspruch 22 oder 23, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpe eine Mondsi­ chelpumpe ist.

25. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 22 bis 24, dadurch gekennzeichnet, daß die Zahn­ radpumpe durch ein als Zahnrad ausgebildetes Innenrad und ein mit diesem in Eingriff stehendes innenverzahntes Rad gebildet ist.

26. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß das außenverzahnte Zahnrad durch das Innenrad mit größerem Außendurchmesser gebil­ det ist.

27. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 25 oder 26, dadurch gekennzeichnet, daß die radialen Freiräume zwischen dem außenverzahnten Zahnrad und dem innenverzahnten Rad durch einen mondsichel­ förmigen Körper ausgefüllt sind.

28. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach Anspruch 27, dadurch gekennzeichnet, daß der mondsichelförmige Körper eine Rotationsachse besitzt, die konzentrisch ist mit der Rotationsachse des innenverzahnten Rades.

29. Schwingungsdämpfende Einrichtung nach einem der An­ sprüche 11 bis 28, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Innenräder die Pumpe und der Fliehkraftmechanis­ mus in einem gemeinsamen Gehäuse aufgenommen sind.