WO2009026872A1 - Vorrichtung zum ausgleich von drehmomentschwankungen einer welle - Google Patents

Vorrichtung zum ausgleich von drehmomentschwankungen einer welle Download PDF

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WO2009026872A1
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cam
shaft
spring
contact element
curved path
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PCT/DE2008/001193
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English (en)
French (fr)
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Hartmut Mende
Jürgen Kroll
Alexander Fidlin
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Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/22—Compensation of inertia forces
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/02—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems
    • F16F15/04—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems using elastic means
    • F16F15/043—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems using elastic means acting on a cam follower

Definitions

  • the present invention relates to a device for compensating for torque fluctuations of a rotatable shaft, in particular a crankshaft of an internal combustion engine.
  • the rotational inertia is large compared to the alternating torque, or it is for example used two mass flywheels by against each other against spring force and possibly dissipating Work rotatable masses cause vibration damping.
  • the latter are known as so-called dual mass flywheels (ZMS).
  • ZMS dual mass flywheels
  • the damping effect of the devices known from the prior art is based on the rotational inertia of the partners involved, a generated by fluctuating moments angular acceleration of the shaft or crankshaft thus causes the storage or return from the memory or Dissip réelle of energy.
  • An object of the present invention is to provide alternative vibration damping mechanisms.
  • a device for compensating torque fluctuations of a rotatable shaft, in particular a crankshaft of an internal combustion engine wherein the device comprises at least one energy store, which exerts a dependent of a rotational position of the shaft torque on this.
  • the work done by the moment of the energy store over one revolution of the shaft is preferably zero, apart from friction.
  • the effect of the device to compensate for torque fluctuations is almost independent of the angular acceleration of the shaft and depends, in a first approximation, solely on its rotational position.
  • the energy store preferably comprises at least one spring element which is operatively connected to the shaft via a cam mechanism.
  • the cam gear converts the continuous rotation of the shaft into a recurring movement pattern of the spring element in an easy-to-implement manner.
  • the cam gear is preferably part of a one-mass flywheel, so that the single-mass flywheel thus comprises a cam track which is in operative connection with the spring element or the spring elements.
  • the spring Mente are mounted fixed to the housing on one side and on the other side with the cam gear in operative connection, so that they are more or less far resiliently operated depending on the rotational position of the shaft.
  • the spring elements may be tension springs, compression springs, torsion springs or the like.
  • the spring element is a roller tappet comprising a contact element which is pressed by means of a spring on a cam track of a cam, which is fixedly connected to the shaft.
  • the spring element is a roller lever which comprises a contact element which is pressed by means of a spring on the curved path of the cam, which is firmly connected to the time.
  • the spring is preferably clamped between the contact element and a housing-fixed storage.
  • the contact element is preferably a rotatably mounted roller. This allows a simple design of the contact element with low friction.
  • a straight line in the direction of the force exerted by the contact element on the curved path has a normal distance from the axis of rotation of the shaft, so that the contact element exerts a moment on the shaft via the curved path.
  • the direction of action of the force exerted by the contact element on the cam track force thus has a lever arm relative to the axis of rotation of the shaft or the cam track, so that by the means of the contact element on the cam track force exerted a torque is exerted on the shaft. If the lever arm is zero, no torque is applied to the shaft.
  • the size of the lever arm can be used to influence the torque.
  • a housing-side foot of the spring element is slidably mounted.
  • a housing-side base of the spring element is rotatably mounted.
  • the biasing force of the spring can be changed, on the other hand, the effective for the application of the moment lever arm can be changed.
  • the torque curve over the crankshaft angle of the damping device can thus be set almost arbitrarily.
  • Such an adjustment can be provided so that it is used only for maintenance purposes, for example, to adapt the characteristic of the damping device to a particular internal combustion engine, but can also be configured such that an adjustment during operation is possible and so Damping properties of the damping device can be controlled or regulated.
  • the adjustment can be done, for example, electrically, pneumatically or hydraulically.
  • the contact element may be arranged radially inside or radially outside the curved path. In the first case, therefore, the contact element is enclosed by the curved path. In the second case, the contact element is outside the closed curved path. With respect to their effect, both embodiments can be converted into each other, so it is mutually alternately to a geometric reversal.
  • the curved path has at least one bulge and at least one constriction.
  • the lobes and constrictions are used to control the torque curve of the torque applied to the shaft by the torque fluctuation compensating device. Any number of bulges and constrictions can be lined up here.
  • the bulges can be considered as a partial enlargement of the radius of a circular disc relative to its regular circumference, the constrictions correspond as a region by area reduction of the radius of the circular disc.
  • the cam mechanism comprises a plurality of cams, which are arranged side by side in the axial direction relative to the axis of rotation of the shaft, wherein each cam is associated with at least one spring element.
  • the torque fluctuation compensation device may form an assembly together with a clutch and / or a multi-mass swing wheel. By this measure, space can be saved and parts of the respective assemblies can be shared, such. Housing and the like.
  • an internal combustion engine with a crankshaft which is in operative connection with a number of pistons of cylinders, wherein the crankshaft is connected to a device according to the invention, wherein the sum of the bulges and constrictions of a curved path of the number of cylinders Internal combustion engine corresponds.
  • This configuration of the device according to the invention the force exerted by the individual cylinders on the crankshaft alternating moments are compensated. Active alternating moments occur, among other things, that in a four-stroke internal combustion engine, for example, only on the power stroke, a positive moment of each cylinder is contributed and otherwise apply a negative moment during the remaining bars.
  • Each torque fluctuation caused by a single cylinder can be assigned a torque compensation in this way.
  • the arrangement of the cam is possible on both sides of the crankshaft, so it can be arranged on the side on which, for example, clutches and gears are flanged, but can also be driven on the other side, at the usual engine types other ancillaries, be flanged.
  • the cam of the device according to the invention may include further functions for the internal combustion engine, for example, the required engine-side inertia may be provided in the manner of a Einmassenschwungrades. Furthermore, the recording of sprocket and encoder gears for engine start and engine control can take place. Other torque-transmitting elements such. As timing belt or V-belt for ancillaries or the like can be realized by the cam.
  • the cam disc together with a clutch form an integrated component in which, for example, friction linings or the like of the clutch are received.
  • a direct torque transmission in the transmission is possible, so if, for example, can be dispensed with a clutch, so that a rigid coupling of the crankshaft and transmission is achieved.
  • a combination of the vibration damper according to the invention with other vibration dampers, such as a dual mass flywheel or the like is conceivable.
  • Fig. 1 is a schematic representation of a drive train of a motor vehicle
  • FIG. 2 shows a first embodiment of a vibration damper according to the invention
  • FIG. 3 is a schematic diagram of an example of a torque curve; 4 shows a second embodiment of a vibration damper according to the invention;
  • FIG. 5 shows a third embodiment of a vibration damper according to the invention
  • FIG. 6 shows a fourth exemplary embodiment of a vibration damper according to the invention.
  • FIG. 7 shows a fifth exemplary embodiment of a vibration damper according to the invention.
  • FIG. 8 shows an embodiment of a cam of a vibration damper according to the invention for a four-cylinder four-stroke engine.
  • FIG. 9 shows an embodiment of a cam of a vibration damper according to the invention for a six-cylinder four-stroke engine.
  • FIG. 10 shows a sixth embodiment of a vibration damper according to the invention.
  • Fig. 11 shows a seventh embodiment of a vibration damper according to the invention.
  • Fig. 1 shows a schematic representation of a drive train of a motor vehicle.
  • This comprises an internal combustion engine 1 with a crankshaft 2, which is driven in a known manner by means of connecting rods and piston moving up and down in a cylinder.
  • the crankshaft is connected to a vibration damper 3, which in turn is connected via a vehicle clutch 4 with a gearbox 5, which is connected on the output side via a differential gear 6 with two drive axles 7 each for a wheel 8.
  • the manual transmission 5 may alternatively be designed as automatic switch, in this case can be dispensed with a vehicle clutch 4, it is also possible that the transmission 5 is a so-called dual-clutch transmission, which comprises two independent transmission strands, so that the vehicle clutch 4th exists twice.
  • the vibration damper 3 and the vehicle clutch 4 can be summarized as an assembly, so far explained Fig. 1 only the basic functional structure of the drive train of a vehicle.
  • the vibration damper 3 comprises a cam 9 whose outer contour forms a curved path 10.
  • the cam 9 is connected to a rotational axis MP fixed to the crankshaft 2, so that the cam 9 rotates with the crankshaft 2.
  • a roller tappet 12 is in contact with the cam track 10 with a roller 13.
  • the roller 13 is pressed onto the cam track 10 by means of a compression spring 14, which is supported on a bearing 15 fixed to the housing.
  • Another roller tappet 21 is also in contact with the curved path 10 with a roller 22.
  • the roller 22 is pressed onto the cam 9 by means of a spring 23, which is mounted on a housing-fixed mounting 24.
  • the two roller tappets 12 and 21 may be arranged rotationally symmetrical with respect to the axis of rotation MP, but may also be arranged in any other manner. In the present case, a rotationally symmetrical arrangement is assumed, so that the further consideration is limited to the roller tappet 12.
  • the force of the roller 13 on the cam 9 takes place along an action line WR.
  • the effective straight line WR has a normal distance X from the rotation axis MP of the crankshaft 2 or cam plate 9.
  • the cam track 10 has in the embodiment of FIG. 2, two bulges 16 and 17 relative to a base circle 18 and two constrictions 19 and 20 relative to the base circle 18.
  • the base circle 18 is a circle about the rotation axis MP with an identical area in the plan view of Fig. 2 as the cam 9.
  • the cam track 10 has a contour which corresponds approximately to a figure eight. Due to the bulges 16 and 17 in conjunction with the constrictions 19 and 20, the compression spring 14 is compressed differently depending on the rotational position of the crankshaft 2 and thus the cam 9, so that the force F, the roller 13 of the roller tappet 12 on the cam 9 exerts and thus the moment M M p, which is exerted on the crankshaft 2, depending on the rotational position of the crankshaft 2 is different.
  • FIG. 3 shows an example of the torque curve M "w of the crankshaft (also referred to as engine torque or drive torque) and the torque curve M M p of the torque additionally applied to crankshaft 2 by roller tappet 12 and cam 9. Shown is the moment M over time t.
  • the solid line in the illustration of FIG. 3 represents the engine torque M KW delivered by the crankshaft 2.
  • the dashed line represents the torque M MP exerted by the roller tappet 12 and the cam 9 on the crankshaft 2. Ideally, this is canceled out both moments and form a velvet moment M GES> which is constant.
  • the course of the engine torque M K W can thus be used to determine a torque curve M M p, which leads to a constant total torque M GE s. This can be directly construct the curved path 10 of the cam 9.
  • roller tappet 25 is disposed within a curved path 26, the curved path 26 is thus surrounded by the cam 27, while the curved path 10th the cam 9 encloses.
  • the cam track 26 is thus cut out of the cam 27, so that the cam 27 has, for example, a circular outer periphery.
  • a plurality of roller tappets may be arranged instead of a roller tappet 25, for example two roller tappets as shown in FIG. 2, as well as in the embodiment of FIG. 2 and the embodiment of FIG. 4 and the following embodiments be provided more than two roller tappets.
  • roller tappets can be arranged point-symmetrically with respect to the axis of rotation MP, but they can also be arranged at different angles, in other words, be provided with different effective lever arms X.
  • arrangement and orientation of the roller tappet can together with the shape of the cam track 10 and 26 via the crankshaft angle ⁇ applied to the crankshaft 2 moment M M p are designed almost arbitrarily.
  • the torque M M p exerted on the crankshaft 2 is solely dependent on the crankshaft angle ⁇ in the vibration damper 3 according to the invention, and does not depend on the angular acceleration d ⁇ / dt, as in the case of a two-mass damper, for example. Therefore, can be compensated by the vibration damper 3 according to the invention, in particular the variable components of the crankshaft torque of the internal combustion engine, in which case a nearly complete compensation is possible.
  • Fig. 5 shows a further embodiment of a vibration damper according to the invention.
  • the spring force F of a roller tappet 28 can be changed here by changing the Vorspannweges VOR .
  • the base 29 is connected to a movable relative to a housing 32 mounted piston 33, so that a sliding joint is formed.
  • the bias of the spring 30 is changed so that the torque applied to the crankshaft 2 M M p of the vibration damper 3 is changed.
  • an adjustment of the base point 29 results in the curve M M p being displaced along the moment axis.
  • the adjustment can be done for example electrically, pneumatically or hydraulically.
  • roller lever 36 is provided which is acted upon by a spring 38 supported on a housing-fixed bearing 38 with force.
  • the roller lever 36 includes a roller 39, which is in contact with the cam track 10 of the cam 9.
  • the roller 39 is rotatably mounted on a lever 41, wherein the lever 41 is rotatably mounted with a bearing 40 fixed to the housing.
  • a compression spring as a spring 38 as shown in Fig. 6, for example, a torsion spring may be provided here, which acts, for example, on the pivot 40 of the lever 41.
  • FIG. 7 shows a fifth exemplary embodiment of a vibration damper 3 according to the invention.
  • This embodiment essentially corresponds to the exemplary embodiment according to FIG. 1.
  • the roller tappet 42 is displaceable or rotatable so that the effective lever arm X between the force application direction WR and the rotation axis MP can change.
  • the adjustment can take place, for example, electrically, pneumatically or hydraulically.
  • the roller tappet 42 comprises a rotatably mounted roller 43, which is pressed by means of a spring 44 on the curved path 10 of the cam 9.
  • the spring 44 is mounted on the side facing away from the roller 43 at a base 45 fixed to the housing.
  • the foot point 45 can be moved.
  • the base point 45 can be displaced along a circular path 46, wherein the radius of the circular path 46 and the circle center are designed so that upon displacement, a sufficiently large change of the effective lever arm X takes place, for example by the radius is chosen to be relatively small.
  • a circular path can be provided here also other web forms.
  • Fig. 8 shows in plan view an embodiment of a cam 9 for a four-cylinder four-stroke engine, Fig.
  • FIG. 9 shows in plan view an embodiment of a cam 9 for a six-cylinder four-stroke engine.
  • the cam disc 9 according to FIG. 8 has a cam track 10 which, as already shown with reference to FIG. 1, has two bulges 16 and 17, wherein the bulges 16 and 17 are arranged opposite one another, ie are rotated through an angle of 180 ° , And has in each case at 90 ° angle between the bulges 16 and 17 constrictions 19 and 20, which are also arranged opposite one another.
  • the cam track 10 of the cam 9 shown in FIG. 9, in contrast, has three bulges, these are designated by the reference numerals 47, 48 and 49, which are each rotated by an angle of 120 ° from each other.
  • constrictions 50, 51, 52 are arranged, which are also each offset by an angle of 120 ° to each other and are shifted relative to the bulges by 60 °.
  • the sum of the bulges and the constrictions corresponds to the number of cylinders of the internal combustion engine, that is, for example, four bulges and four constrictions for an eight-cylinder internal combustion engine.
  • FIG. 10 shows a further exemplary embodiment of a vibration damper 3 according to the invention.
  • a plurality of cam disks which are designated by the reference symbols 9a, 9b and 9c, are axially stacked on one another.
  • the angular positions of the cams are different, so these are so for example in a plan view of FIG. 1 rotated relative to each other.
  • the cams 9a to 9c may be identical, but may also have different cam tracks 10.
  • Each of the cam tracks 9a to 9c is connected to at least one roller tappet 12a to 12c. Instead of one roller tappet per cam 9, it is of course also possible to provide a plurality of roller tappets per cam disk 9 here.
  • the bases of the springs of the roller tappet can of course also be adjustable or rotatable and / or displaceable here as in the exemplary embodiments shown above. It can therefore be all embodiments as shown in FIGS. 1 to 9, here to an axially stacked arrangement of vibration dampers 3a, 3b, 3c arrange.
  • FIG. 11 shows another embodiment of a vibration damper 3 according to the invention.
  • the vibration damper 3 is simultaneously designed as a single flywheel with a ring gear and is connected to a clutch and a clutch disc.
  • the cam 9 contributes to this on one side a tooth wreath 53, and is connected to a coupling 54 on the other side.
  • a counter-pressure plate 55 is rigidly connected to the cam 9, for example welded together at one or more welds 56.
  • An axially displaceable pressure plate 57 is actuated in a known manner, for example via a plate spring 58 and depending on the operating position a frictional connection with a clutch disc 59 ago, which is connected to a transmission input shaft, not shown.

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Abstract

Vorrichtung zum Ausgleich von Drehmomentschwankungen einer drehbaren Welle, wobei die Vorrichtung mindestens einen Energiespeicher umfasst, der ein von einer Drehstellung der Welle abhängiges Moment auf diese ausübt.

Description

Vorrichtung zum Ausgleich von Drehmomentschwankungen
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Vorrichtung zum Ausgleich von Drehmomentschwankungen einer drehbaren Welle, insbesondere einer Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine.
Zur Dämpfung von Wechselmomenten drehender Wellen, insbesondere bei Brennkraftmaschinen, werden im Stand der Technik entweder ausreichend große Schwungmassen verwendet, deren Drehträgheit groß ist gegenüber dem Wechselmoment, oder es werden zum Beispiel zwei Massenschwungräder verwendet, die durch gegeneinander gegen Federkraft und ggf. unter Dissipierung von Arbeit verdrehbare Massen eine Schwingungsdämpfung bewirken. Letztere sind bekannt als so genannte Zweimassenschwungräder (ZMS). Die Dämpfungswirkung der aus dem Stand der Technik bekannten Einrichtungen fußt auf der Drehträgheit der beteiligten Partner, eine durch schwankende Momente erzeugte Winkelbeschleunigung der Welle bzw. Kurbelwelle bewirkt also die Speicherung bzw. Rückgabe aus dem Speicher oder Dissipierung von Energie.
Eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, alternative Wirkungsmechanismen zur Schwingungsdämpfung bereitzustellen.
Dieses Problem wird gelöst durch eine Vorrichtung zum Ausgleich von Drehmomentschwankungen einer drehbaren Welle, insbesondere einer Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, wobei die Vorrichtung mindestens einen Energiespeicher umfasst, der ein von einer Drehstellung der Welle abhängiges Moment auf diese ausübt. Die von dem Moment des Energiespeichers über eine Umdrehung der Welle verrichtete Arbeit ist dabei vorzugsweise -abgesehen von Reibung- null. Die Wirkung der Vorrichtung zum Ausgleich von Drehmomentschwankungen ist nahezu unabhängig von der Winkelbeschleunigung der Welle und hängt in erster Näherung allein von deren Drehstellung ab.
Der Energiespeicher umfasst vorzugsweise mindestens ein Federelement, das über ein Kurvengetriebe mit der Welle in Wirkverbindung steht. Das Kurvengetriebe setzt die fortlaufende Drehung der Welle auf einfach zu realisierende Weise in ein wiederkehrendes Bewegungsmuster des Federelementes um. Das Kurvengetriebe ist vorzugsweise Teil eines Einmassenschwungrades, so dass das Einmassenschwungrad also eine Kurvenbahn umfasst, die mit dem Federelement oder den Federelementen in Wirkverbindung steht. Die Federele- mente sind auf einer Seite gehäusefest gelagert und stehen auf der anderen Seite mit dem Kurvengetriebe in Wirkverbindung, so dass diese je nach Drehstellung der Welle mehr oder minder weit federelastisch betätigt werden. Die Federelemente können Zugfedern, Druckfedern, Torsionsfedern oder dergleichen sein.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass das Federelement ein Rollenstößel ist, der ein Kontaktelement umfasst, das mittels einer Feder auf eine Kurvenbahn einer Kurvenscheibe, die mit der Welle fest verbunden ist, gedrückt wird. Alternativ ist vorzugsweise vorgesehen, dass das Federelement ein Rollenhebel ist, der ein Kontaktelement umfasst, das mittels einer Feder auf die Kurvenbahn der Kurvenscheibe, die mit der Weile fest verbunden ist, gedrückt wird. Die Feder ist vorzugsweise zwischen dem Kontaktelement und einer gehäusefesten Lagerung verspannt. Derartige Ausführungen sind einfach und unter Nutzung gängiger Maschinenelemente zu realisieren.
Das Kontaktelement ist bevorzugt eine drehbar gelagerte Rolle. Dies ermöglicht eine einfache Ausgestaltung des Kontaktelementes bei geringer Reibung.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass eine Gerade in Richtung der durch das Kontaktelement auf die Kurvenbahn ausgeübten Kraft einen Normalenabstand von der Drehachse der Welle hat, sodass das Kontaktelement über die Kurvenbahn ein Moment auf die Welle ausübt. Die Wirkungsrichtung der durch das Kontaktelement auf die Kurvenbahn ausgeübten Kraft hat somit einen Hebelarm gegenüber der Drehachse der Welle bzw. der Kurvenbahn, so dass durch die vermittels des Kontaktelements auf die Kurvenbahn ausgeübte Kraft ein Drehmoment auf die Welle ausgeübt wird. Ist der Hebelarm null, so wird kein Drehmoment auf die Welle aufgeübt. Über die Größe des Hebelarms kann das Drehmoment beeinflusst werden. Dazu kann vorgesehen sein, dass ein gehäuseseitiger Fußpunkt des Federelements verschiebbar gelagert ist. Alternativ oder zusätzlich kann vorgesehen sein, dass ein gehäuseseitiger Fußpunkt des Federelementes drehbar gelagert ist. Durch verschiebbare bzw. drehbare Lagerung des Federelementes kann zum einen die Vorspannkraft der Feder geändert werden, zum anderen kann der für die Aufbringung des Momentes wirksame Hebelarm geändert werden. Die Drehmomentkennlinie über den Kurbelwellenwinkel der Dämpfungseinrichtung kann somit nahezu beliebig eingestellt werden. Eine derartige Verstellung kann so vorgesehen sein, dass diese nur zu Wartungszwecken benutzt wird, beispielsweise um die Kennlinie der Dämpfungseinrichtung an eine bestimmte Brennkraftmaschine anzupassen, kann aber auch ebenso derart ausgestaltet sein, dass eine Verstellung während des Betriebes möglich ist und so die Dämpfungseigenschaften der Dämpfungseinrichtung gesteuert oder geregelt werden können. Dazu kann die Verstellung beispielsweise elektrisch, pneumatisch oder hydraulisch erfolgen.
Das Kontaktelement kann radial innerhalb oder radial außerhalb der Kurvenbahn angeordnet sein. Im ersten Fall wird also das Kontaktelement von der Kurvenbahn umschlossen. Im zweiten Fall liegt das Kontaktelement außerhalb der geschlossenen Kurvenbahn. Bezüglich ihrer Wirkung können beide Ausgestaltungen ineinander überführt werden, es handelt sich also jeweils wechselweise um eine geometrische Umkehr.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass die Kurvenbahn mindestens eine Ausbuchtung und mindestens eine Einschnürung aufweist. Über die Ausbuchtungen und Einschnürungen wird der Drehmomentverlauf des durch die Vorrichtung zum Ausgleich von Drehmomentschwankungen auf die Welle ausgeübten Drehmomentes gesteuert. Es können hier beliebig viele Ausbuchtungen und Einschnürungen aneinander gereiht werden. Die Ausbuchtungen können als bereichsweise Vergrößerung des Radius einer Kreisscheibe gegenüber ihrem regulären Umfang aufgefasst werden, die Einschnürungen entsprechen als bereichsweise Verringerung des Radius der Kreisscheibe.
In einer Weiterbildung der Erfindung ist vorgesehen, dass das Kurvengetriebe mehrere Kurvenscheiben umfasst, die in axialer Richtung bezogen auf die Drehachse der Welle nebeneinander angeordnet sind, wobei jeder Kurvenscheibe mindestens ein Federelement zugeordnet ist.
Die Vorrichtung zum Ausgleich von Drehmomentschwankungen kann zusammen mit einer Kupplung und/oder einem Mehrmassenschwingrad eine Baugruppe bilden. Durch diese Maßnahme kann Bauraum gespart werden und es können Teile der jeweiligen Baugruppen gemeinsam benutzt werden, so z.B. Gehäuse und dergleichen.
Das eingangs genannte Problem wird auch gelöst durch eine Brennkraftmaschine mit einer Kurbelwelle, die mit einer Anzahl an Kolben von Zylindern in Wirkverbindung steht, wobei die Kurbelwelle mit einer erfindungsgemäßen Vorrichtung verbunden ist, wobei die Summe der Ausbuchtungen und Einschnürungen einer Kurvenbahn der Anzahl der Zylinder der Brennkraftmaschine entspricht. Durch diese Ausgestaltung der erfindungsgemäßen Vorrichtung werden die durch die einzelnen Zylinder auf die Kurbelwelle ausgeübten Wechselmomente ausgeglichen werden. Tätige Wechselmomente entstehen u. a. dadurch, dass bei einer Viertaktbrennkraftmaschine beispielsweise nur über den Arbeitstakt ein positives Moment von jedem einzelnen Zylinder beigetragen wird und ansonsten ein negatives Moment während der übrigen Takte aufzubringen ist. Jeder Momentenschwankung, die durch einen einzelnen Zylinder hervorgerufen wird, kann auf diese Weise ein Momentenausgleich zugeordnet werden.
Die Anordnung der Kurvenscheibe ist auf beiden Seiten der Kurbelwelle möglich, sie kann also auf der Seite angeordnet werden, auf der beispielsweise auch Kupplungen und Getriebe angeflanscht werden, kann aber auch auf der anderen Seite, an der üblicherweise bei gängigen Motorenbauarten sonstige Nebenaggregate angetrieben werden, angeflanscht werden. Die Kurvenscheibe der erfindungsgemäßen Vorrichtung kann weitere Funktionen für die Brennkraftmaschine beinhalten, beispielsweise kann die erforderliche motorseitige Massenträgheit nach Art eines Einmassenschwungrades bereitgestellt werden. Des Weiteren kann die Aufnahme von Zahnkranz- und Geberverzahnungen für Motorstart und Motorsteuerung erfolgen. Weitere momentenweiterleitende Elemente wie z. B. Zahnriemen oder Keilriemen für Nebenaggregate oder dergleichen können durch die Kurvenscheibe realisiert werden. Des Weiteren kann die Kurvenscheibe zusammen mit einer Kupplung ein integriertes Bauteil bilden, in dem beispielsweise Reibbeläge oder dergleichen der Kupplung aufgenommen werden. Alternativ ist auch eine direkte Momentendurchleitung in das Getriebe möglich, wenn also beispielsweise auf eine Kupplung verzichtet werden kann, so dass eine starre Ankopplung von Kurbelwelle und Getriebe erreicht wird. Zusätzlich ist eine Kombination des erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers mit weiteren Schwingungsdämpfern, beispielsweise einem Zweimassenschwungrad oder dergleichen denkbar.
Im Folgenden werden Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der beiliegenden Zeichnungen erläutert. Dabei zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung eines Antriebsstranges eines Kraftfahrzeuges;
Fig. 2 ein erstes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers;
Fig. 3 eine Prinzipskizze eines Beispiels eine Momentenverlaufs; Fig. 4 ein zweites Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers;
Fig. 5 ein drittes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers;
Fig. 6 ein viertes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers;
Fig. 7 ein fünftes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers;
Fig. 8 ein Ausführungsbeispiel einer Kurvenscheibe eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers für einen Vierzylinder-Viertakt-Motor;
Fig. 9 ein Ausführungsbeispiel einer Kurvenscheibe eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers für einen Sechszylinder-Viertakt-Motor;
Fig. 10 ein sechstes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers;
Fig. 11 ein siebtes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers.
Fig. 1 zeigt eine schematische Darstellung eines Antriebsstranges eines Kraftfahrzeuges. Dieser umfasst eine Brennkraftmaschine 1 mit einer Kurbelwelle 2, die in bekannter Art und Weise mittels Pleuel und sich in einem Zylinder auf und ab bewegender Kolben angetrieben wird. Die Kurbelwelle ist verbunden mit einem Schwingungsdämpfer 3, der wiederum über eine Fahrzeugkupplung 4 mit einem Schaltgetriebe 5 verbunden ist, das ausgangsseitig über ein Differenzialgetriebe 6 mit zwei Antriebsachsen 7 jeweils für ein Rad 8 verbunden ist. Das Schaltgetriebe 5 kann alternativ auch als Schaltautomat ausgelegt sein, in diesem Fall kann auf eine Fahrzeugkupplung 4 verzichtet werden, ebenso ist es möglich, dass das Schaltgetriebe 5 ein so genanntes Doppelkupplungsgetriebe ist, das zwei voneinander unabhängige Getriebestränge umfasst, so dass auch die Fahrzeugkupplung 4 zweifach vorhanden ist. Die Schwingungsdämpfer 3 und die Fahrzeugkupplung 4 können als Baugruppe zusammenge- fasst sein, insofern erläutert Fig. 1 nur den prinzipiellen funktionellen Aufbau des Antriebsstranges eines Fahrzeuges.
Fig. 2 zeigt ein erstes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers 3 als Vorrichtung zum Ausgleich von Drehmomentschwankungen der Kurbelwelle 2 als dreh- barer Welle. Der Schwingungsdämpfer 3 umfasst eine Kurvenscheibe 9, deren äußere Kontur eine Kurvenbahn 10 bildet. Die Kurvenscheibe 9 ist an einer Drehachse MP fest mit der Kurbelwelle 2 verbunden, so dass die Kurvenscheibe 9 mit der Kurbelwelle 2 mitrotiert. Ein Rollenstößel 12 steht mit einer Rolle 13 in Kontakt mit der Kurvenbahn 10. Dazu wird die Rolle 13 mittels einer Druckfeder 14, die sich an einer gehäusefesten Lagerung 15 abstützt, auf die Kurvenbahn 10 gedrückt. Ein weiterer Rollenstößel 21 steht mit einer Rolle 22 ebenfalls in Kontakt mit der Kurvenbahn 10. Die Rolle 22 wird mittels einer Feder 23, die an einer gehäusefesten Lagerung 24 gelagert ist, auf die Kurvenscheibe 9 gedrückt. Die beiden Rollenstößel 12 und 21 können rotationssymmetrisch bezüglich der Drehachse MP angeordnet sein, können aber auch in einer beliebigen anderen Art und Weise angeordnet sein. Im vorliegenden Fall wird von einer rotationssymmetrischen Anordnung ausgegangen, so dass die weitere Betrachtung auf den Rollenstößel 12 beschränkt wird. Die Kraftwirkung der Rolle 13 auf die Kurvenscheibe 9 erfolgt entlang einer Wirkungsgeraden WR. Die Wirkungsgerade WR hat einen Normalenabstand X von der Drehachse MP der Kurbelwelle 2 bzw. Kurvenscheibe 9. Der Normalenabstand X ist der Hebelarm, mit dem die Kraft F bezüglich der Drehachse MP angreift, so dass durch den Rollenstößel 12 ein Moment MMp = F * X auf die Kurbelwelle 2 ausgeübt wird.
Die Kurvenbahn 10 weist im Ausführungsbeispiel der Fig. 2 zwei Ausbuchtungen 16 und 17 gegenüber einem Grundkreis 18 sowie zwei Einschnürungen 19 und 20 gegenüber dem Grundkreis 18 auf. Der Grundkreis 18 ist ein Kreis um die Drehachse MP mit einer identischen Fläche in der Draufsicht der Fig. 2 wie die Kurvenscheibe 9. Die Kurvenbahn 10 hat eine Kontur, die in etwa einer Acht entspricht. Durch die Ausbuchtungen 16 und 17 in Verbindung mit den Einschnürungen 19 und 20 wird die Druckfeder 14 je nach Drehstellung der Kurbelwelle 2 bzw. damit der Kurvenscheibe 9 unterschiedlich stark zusammengedrückt, so dass die Kraft F, die die Rolle 13 des Rollenstößels 12 auf die Kurvenscheibe 9 ausübt und damit das Moment MMp, das auf die Kurbelwelle 2 ausgeübt wird, je nach Drehstellung der Kurbelwelle 2 unterschiedlich ist.
Fig. 3 zeigt ein Beispiel des Momentenverlaufs M«w der Kurbelwelle (auch als Motormoment oder Antriebsmoment bezeichnet) sowie des Momentenverlaufs MMp des durch den Rollenstößel 12 und die Kurvenscheibe 9 zusätzlich auf die Kurbelwelle 2 aufgebrachten Momentes. Dargestellt ist das Moment M über der Zeit t. Die durchgezogene Linie in der Darstellung der Fig. 3 stellt das durch die Kurbelwelle 2 abgegebene Motormoment MKW dar. Die gestrichelte Linie stellt das durch die den Rollenstößel 12 und die Kurvenscheibe 9 auf die Kurbelwelle 2 ausgeübte Moment MMP dar. Im Idealfall heben sich beide Momente auf und bilden ein Ge- samtmoment MGES> das konstant ist. Aus dem Verlauf des Motormoments MKW kann somit ein Momentenverlauf MMp bestimmt werden, der zu einem konstanten Gesamtmoment MGEs führt. Damit lässt sich unmittelbar die Kurvenbahn 10 der Kurvenscheibe 9 konstruieren.
Fig. 4 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers 3. Der wesentliche Unterschied gegenüber dem Ausführungsbeispiel der Fig. 2 ist, dass der Rollenstößel 25 innerhalb einer Kurvenbahn 26 angeordnet ist, die Kurvenbahn 26 also von der Kurvenscheibe 27 umschlossen wird, während die Kurvenbahn 10 die Kurvenscheibe 9 umschließt. Die Kurvenbahn 26 ist somit aus der Kurvenscheibe 27 herausgeschnitten, so dass die Kurvenscheibe 27 beispielsweise einen kreisförmigen Außenumfang hat. Die Wirkungsweise ist ansonsten identisch, es kehren sich hier nur die Kraftverhältnisse um. Auch bei dem Ausführungsbeispiel der Fig. 4 können statt eines Rollenstößels 25 mehrere Rollenstößel angeordnet sein, beispielsweise zwei Rollenstößel wie in der Fig. 2 dargestellt, ebenso können bei dem Ausführungsbeispiel der Fig. 2 als auch dem Ausführungsbeispiel der Fig. 4 und den nachfolgenden Ausführungsbeispielen mehr als zwei Rollenstößel vorgesehen sein. Die Rollenstößel können dabei punktsymmetrisch bezüglich der Drehachse MP angeordnet sein, sie können aber auch in unterschiedlichen Winkeln angeordnet sein, mit anderen Worten, mit unterschiedlichen wirksamen Hebelarmen X versehen sein. Durch Anzahl, Anordnung und Ausrichtung der Rollenstößel kann zusammen mit der Form der Kurvenbahn 10 bzw. 26 das über den Kurbelwellenwinkel φ auf die Kurbelwelle 2 ausgeübte Moment MMp nahezu beliebig gestaltet werden.
Das auf die Kurbelwelle 2 ausgeübte Moment MMp ist bei dem erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfer 3 allein abhängig von dem Kurbelwellenwinkel φ, und nicht wie z.B. bei einem Zweimassendämpfer abhängig von der Winkelbeschleunigung dφ/dt. Daher lassen sich durch den erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfer 3 insbesondere die variablen Anteile des Kurbelwellenmomentes der Brennkraftmaschine ausgleichen, wobei hier ein nahezu vollständiger Ausgleich möglich ist.
Fig. 5 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers. Die Federkraft F eines Rollenstößels 28 kann hier durch Veränderung des Vorspannweges SVOR verändert werden. Dazu wird ein Fußpunkt 29 einer Feder 30, mit der eine Rolle 31 mit einer Kraft F beaufschlagt wird, in oder entgegen der Kraftrichtung verschoben. Der Fußpunkt 29 ist dazu mit einem beweglich gegenüber einem Gehäuse 32 gelagerten Kolben 33 verbunden, sodass ein Schubgelenk gebildet wird. Durch Verstellung des Fußpunktes 29 wird die Vorspannung der Feder 30 geändert, so dass das auf die Kurbelwelle 2 ausgeübte Moment MMp des Schwingungsdämpfers 3 geändert wird. In der Darstellung der Fig. 3 hat eine Verstellung des Fußpunktes 29 zur Folge, dass die Kurve MMp entlang der Momentenachse verschoben wird. Die Verstellung kann beispielsweise elektrisch, pneumatisch oder hydraulisch erfolgen.
Fig. 6 zeigt ein viertes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers 3. Statt eines Rollestößels ist hier ein Rollenhebel 36 vorgesehen, der durch eine sich an einer gehäusefesten Lagerung 37 abstützenden Feder 38 mit Kraft beaufschlagt wird. Der Rollenhebel 36 umfasst eine Rolle 39, die mit der Kurvenbahn 10 der Kurvenscheibe 9 in Kontakt ist. Die Rolle 39 ist an einem Hebel 41 drehbar angeordnet, wobei der Hebel 41 mit einer Lagerung 40 gehäusefest drehbar gelagert ist. Statt einer Druckfeder als Feder 38 wie in Fig. 6 dargestellt, kann hier beispielsweise auch eine Drehfeder vorgesehen sein, die beispielsweise an dem Drehgelenk 40 des Hebels 41 angreift.
Fig. 7 zeigt ein fünftes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers 3. Dieses Ausführungsbeispiel entspricht im Wesentlichen dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 1. Im Unterschied zu dem Ausführungsbeispiel in Fig. 1 ist jedoch der Rollenstößel 42 so verschieb- bzw. verdrehbar, dass sich der wirksame Hebelarm X zwischen der Kraftangriffsrichtung WR und der Drehachse MP verändern lässt. Die Verstellung kann beispielsweise e- lektrisch, pneumatisch oder hydraulisch erfolgen. Der Rollenstößel 42 umfasst eine drehbar gelagerte Rolle 43, die mittels einer Feder 44 auf die Kurvenbahn 10 der Kurvenscheibe 9 gedrückt wird. Die Feder 44 ist an der der Rolle 43 abgewandten Seite an einem Fußpunkt 45 gehäusefest gelagert. Bei dem Ausführungsbeispiel der Fig. 7 ist nun vorgesehen, dass sich der Fußpunkt 45 verschieben lässt. Beispielsweise kann der Fußpunkt 45 entlang einer Kreisbahn 46 verschoben werden, wobei der Radius der Kreisbahn 46 und der Kreismittelpunkt so ausgelegt sind, dass bei einer Verschiebung eine ausreichend große Veränderung des wirksamen Hebelarmes X stattfindet, beispielsweise indem der Radius relativ klein gewählt wird. Statt einer Kreisbahn können hier auch andere Bahnformen vorgesehen sein. In dem Ausführungsbeispiel der Fig. 7 ist die Verstellung so gewählt, dass der Hebelarm zwischen einem Wert X = O und einem Wert X = Xmax veränderbar ist. Auf diese Weise lässt sich das wirksame Moment zwischen einem zum Hebelarm X = Xmax. gehörendem Maximalwert Mmax bis auf den Wert M = O verändern. Fig. 8 zeigt in der Aufsicht ein Ausführungsbeispiel einer Kurvenscheibe 9 für einen Vierzylinder-Viertakt-Motor, Fig. 9 zeigt in der Aufsicht ein Ausführungsbeispiel einer Kurvenscheibe 9 für einen Sechszylinder-Viertakt-Motor. Die Kurvenscheibe 9 gemäß Fig. 8 weist eine Kurvenbahn 10 auf, die wie bereits anhand der Fig. 1 dargestellt ist, zwei Ausbuchtungen 16 und 17 aufweist, wobei die Ausbuchtungen 16 und 17 gegenüberliegend angeordnet sind, also um einen Winkel von 180° verdreht sind, und weist jeweils im 90° Winkel zwischen den Ausbuchtungen 16 und 17 Einschnürungen 19 und 20 auf, die ebenfalls gegenüberliegend angeordnet sind. Die Kurvenbahn 10 der Kurvenscheibe 9 gemäß Fig. 9 weist demgegenüber drei Ausbuchtungen auf, diese sind mit den Bezugszeichen 47, 48 und 49 bezeichnet, die jeweils um einen Winkel von 120° gegeneinander verdreht sind. Zwischen den Ausbuchtungen 47, 48, 49 sind jeweils Einschnürungen 50, 51 , 52 angeordnet, die ebenfalls jeweils um einen Winkel von 120° gegeneinander verschoben sind und relativ zu den Ausbuchtungen um 60° verschoben sind. Durch Anzahl und Anordnung der Ausbuchtungen bzw. Einschnürungen könnten die Drehmomentschwankungen bei beliebigen Zylinderzahlung und Zylinderanordnungen kompensiert werden. Die Summe der Ausbuchtungen und der Einschnürungen entspricht dabei der Zylinderzahl der Brennkraftmaschine, also beispielsweise vier Ausbuchtungen und vier Einschnürungen für eine Acht-Zylinder-Brennkraftmaschine.
Fig. 10 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers 3. Bei diesem Ausführungsbeispiel sind mehrere Kurvenscheiben, diese sind mit den Bezugszeichen 9a, 9b und 9c bezeichnet, axial aufeinander gestapelt. Die Winkelstellungen der Kurvenscheiben sind unterschiedlich, diese sind also beispielsweise in einer Draufsicht gemäß Fig. 1 relativ zueinander verdreht. Die Kurvenscheiben 9a bis 9c können dabei identisch sein, können aber auch unterschiedliche Kurvenbahnen 10 aufweisen. Jede der Kurvenbahnen 9a bis 9c ist mit mindestens einem Rollenstößel 12a bis 12c verbunden. Statt jeweils eines Rollenstößels pro Kurvenscheibe 9 können hier selbstverständlich auch mehrere Rollenstößel pro Kurvenscheibe 9 vorgesehen sein. Die Fußpunkte der Federn der Rollenstößel können selbstverständlich auch hier wie in den zuvor gezeigten Ausführungsbeispielen verstellbar bzw. verdrehbar und/oder verschiebbar sein. Es lassen sich also sämtliche Ausführungsformen wie in den Fig. 1 bis 9 dargestellt, hier zu einer axial gestapelten Anordnung von Schwingungsdämpfern 3a, 3b, 3c anordnen.
Fig. 11 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers 3. Bei diesem Ausführungsbeispiel ist der Schwingungsdämpfer 3 gleichzeitig als Einmassenschwungrad mit einem Zahnkranz ausgelegt, und ist mit einer Kupplung und einer Kupplungsscheibe verbunden. Die Kurvenscheibe 9 trägt dazu auf einer Seite einen Zahn- kranz 53, und ist auf der anderen Seite mit einer Kupplung 54 verbunden. Eine Gegendruckplatte 55 ist dazu fest mit der Kurvenscheibe 9 verbunden, beispielsweise an einer oder mehreren Schweißstellen 56 miteinander verschweißt. Eine axial verschiebbare Druckplatte 57 wird in bekannter Art und Weise beispielsweise über eine Tellerfeder 58 betätigt und stellt je nach Betätigungsstellung eine reibschlüssige Verbindung mit einer Kupplungsscheibe 59 her, die mit einer nicht dargestellten Getriebeeingangswelle verbunden ist.
Bezuqszeichenliste
Brennkraftmaschine Kurbelwelle Schwingungsdämpfer Fahrzeugkupplung Schaltgetriebe Differential Antriebsachse Rad Kurvenscheibe Kurvenbahn -- Rollenstößel Rolle Druckfeder Gehäusefeste Lagerung Ausbuchtung Ausbuchtung Grundkreis Einschnürung Einschnürung Rollenstößel Rolle Feder Gehäusefeste Lagerung Rollenstößel Kurvenbahn Kurvenscheibe Rollenstößel Fußpunkt Feder Rolle Gehäuse Kolben - - Rollenhebel Lagerung Feder Rolle Lagerung Hebel Rollenstößel Rolle Feder Fußpunkt Kreisbahn Ausbuchtung Ausbuchtung Ausbuchtung Einschnürung Einschnürung Einschnürung Zahnkranz Kupplung Gegendruckplatte Schweißstelle Druckplatte Tellerfeder Kupplungsscheibe

Claims

Patentansprüche
1. Vorrichtung (3) zum Ausgleich von Drehmomentschwankungen einer drehbaren Welle (2), insbesondere einer Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, dadurch gekennzeichnet, dass die Vorrichtung (3) mindestens einen Energiespeicher (9, 10, 12, 21 , 25, 28, 36, 42) umfasst, der ein von einer Drehstellung der Welle abhängiges Moment (MMp) auf diese ausübt.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Energiespeicher mindestens ein Federelement (12, 21 , 25, 28, 36, 42) umfasst, das über ein Kurvengetriebe mit der Welle (2) in Wirkverbindung steht.
3. Vorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Federelement ein Rollenstößel (12, 21 , 25, 28, 42) ist, der ein Kontaktelement (13, 22, 31 , 43) umfasst, das mittels einer Feder (14, 23, 30, 44) auf eine Kurvenbahn (10) einer Kurvenscheibe (9), die mit der Welle (2) fest verbunden ist, gedrückt wird.
4. Vorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Federelement ein Rollenhebel (36) ist, der ein Kontaktelement (39) umfasst, das mittels einer Feder (38) auf die Kurvenbahn (10) der Kurvenscheibe (9), die mit der Welle (2) fest verbunden ist, gedrückt wird.
5. Vorrichtung nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Feder (14, 23, 30, 38, 44) zwischen dem Kontaktelement (13, 22, 31, 39, 43) und einer gehäusefesten Lagerung verspannt ist.
6. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Kontaktelement eine drehbar gelagerte Rolle (13, 22, 31 , 39, 43) ist.
7. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass eine Gerade (WR) in Richtung der durch das Kontaktelement (13, 22, 31 , 39, 43) auf die Kurvenbahn (10) ausgeübten Kraft einen Normalenabstand (X) von der Drehachse (MP) der Welle (2) hat, sodass das Kontaktelement (13, 22, 31 , 39, 43) über die Kurvenbahn (10) ein Moment (MMp) auf die Welle (2) ausübt.
8. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass ein ge- häuseseitiger Fußpunkt (29, 45) des Federelementes verschiebbar gelagert ist.
9. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass ein ge- häuseseitiger Fußpunkt (45) des Federelementes drehbar gelagert ist.
10. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Kontaktelement radial innerhalb der Kurvenbahn (10) angeordnet ist.
11. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Kontaktelement radial außerhalb der Kurvenbahn (10) angeordnet ist.
12. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, dass die Kurvenbahn (10) mindestens eine Ausbuchtung (16, 17, 47, 48, 49) und mindestens eine Einschnürung (19, 20, 50, 51 , 52) aufweist.
13. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass das Kurvengetriebe mehrere Kurvenscheiben (9a, 9b, 9c) umfasst, die in axialer Richtung bezogen auf die Drehachse der Welle (2) nebeneinander angeordnet sind, wobei jeder Kurvenscheibe mindestens ein Federelement (12a, 12b, 12c) zugeordnet ist.
14. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass diese zusammen mit einer Kupplung und/oder einem Mehrmassenschwungrad eine Baugruppe bildet.
15. Brennkraftmaschine mit einer Kurbelwelle, die mit einer Anzahl an Kolben von Zylindern in Wirkverbindung steht, wobei die Kurbelwelle mit einer Vorrichtung nach Anspruch 12 oder 13 verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Summe der Ausbuchtungen (16, 17, 47, 48, 49) und Einschnürungen (19, 20, 50, 51 , 52) einer Kurvenbahn (10) der Anzahl der Zylinder der Brennkraftmaschine entspricht.
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