WO2012168024A1 - Antriebssystem für ein fahrzeug - Google Patents

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WO2012168024A1
WO2012168024A1 PCT/EP2012/058559 EP2012058559W WO2012168024A1 WO 2012168024 A1 WO2012168024 A1 WO 2012168024A1 EP 2012058559 W EP2012058559 W EP 2012058559W WO 2012168024 A1 WO2012168024 A1 WO 2012168024A1
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WO
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torque transmission
transmission path
torque
drive system
arrangement
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PCT/EP2012/058559
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English (en)
French (fr)
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Andreas Orlamünder
Daniel Lorenz
Michael Kühner
Thomas Dögel
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Zf Friedrichshafen Ag
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/06—Engines with means for equalising torque
    • 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
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/131—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses
    • F16F15/13157—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses with a kinematic mechanism or gear system, e.g. planetary

Definitions

  • the present invention relates to a drive system for a vehicle, comprising an internal combustion engine and a torsional vibration damping arrangement coupled to a crankshaft of the internal combustion engine.
  • the internal combustion engines used for driving vehicles have a non-uniform, in particular oscillating, torque curve due to the combustion process or the ignition occurring essentially periodically in the various cylinders of the same.
  • a rated torque is superimposed on a vibration component, the vibration frequency depending on the combustion process, ie on whether a two-stroke process or a four-stroke process is used, and depends on the number of cylinders.
  • the vibration frequency depending on the combustion process, ie on whether a two-stroke process or a four-stroke process is used, and depends on the number of cylinders.
  • the vibration frequency depending on the combustion process, ie on whether a two-stroke process or a four-stroke process is used, and depends on the number of cylinders.
  • the vibration frequency depending on the combustion process, ie on whether a two-stroke process or a four-stroke process is used, and depends on the number of cylinders.
  • the vibration frequency Based on the rotational speed of the crankshaft, the second order is therefore critical, since in
  • torsional vibration damping arrangements are used which are tuned to the vibration excitation behavior in the drive train, in particular in the area of the internal combustion engine.
  • a multi-cylinder internal combustion engine may be operated so that all cylinders are active so that it is capable of delivering maximum torque in full load conditions. If this is not necessary, it is possible to switch to a mode in which only some of the cylinders are active. In this case, the still active cylinder are more heavily loaded in a partial load condition, which generally brings with it the advantage that the internal combustion engine or the individual cylinders thereof can work with higher efficiency than at lower load. This has an advantageous effect on consumption and pollutant emissions.
  • the switching between different operating modes with different performance significantly influences the vibration excitation behavior of an internal combustion engine. If, for example, half of the cylinders are deactivated in an internal combustion engine operated in four-stroke operation, then the critical excitation order is also halved. For example, in a four-cylinder four-stroke engine when switching off two cylinders per revolution takes place only one ignition, with the result that the critical excitation order, again based on the speed of the crankshaft, is no longer the second order, but the first order , With this change in the vibration excitation behavior, however, the vibration damping behavior of a torsional vibration damping arrangement alters equally.
  • a drive system for a vehicle comprising an internal combustion engine and a torsional vibration damping arrangement, wherein the internal combustion engine is switchable between operating modes of different performance and wherein the torsional vibration damping arrangement comprises an input area rotatable for rotation and an output area, wherein between the input area and a first torque transmission path and a second torque transmission path parallel thereto are provided, further comprising a coupling arrangement for superimposing the torque transmitted through the torque transmission paths, wherein at least in a torque transmission path a phase shifter assembly for generating a phase shift of rotational irregularities with respect to one another via the one torque transmission path Torque transmission path guided rotational irregularities is provided.
  • the operating modes can have a first operating state with all cylinders operating and at least one second operating state include operating only a portion of the cylinders and / or the modes may include two-stroke operation and four-stroke operation.
  • the phase shifter arrangement comprises a vibration system with a primary side and a secondary side which can rotate with respect to the primary side against the action of a damper element arrangement.
  • the coupling arrangement may comprise a planetary gear arrangement.
  • This planetary gear assembly may comprise a coupled to the second torque transmission path planet carrier having a plurality of planetary gears rotatably supported thereon, so that in a simple, yet stable design, a reliable combination of the torque components can be obtained.
  • the planetary gear arrangement comprises a first ring gear arrangement or sun gear arrangement coupled to the first torque transmission path in meshing engagement with the planetary gears and a second ring gear arrangement or sun gear arrangement coupled to the output area in meshing engagement with the planetary gears.
  • FIG. 1 is a partial longitudinal sectional view of a torsional vibration damping arrangement with torque distribution, phase shift and torque superposition
  • FIG. 2 shows a basic illustration of a drive system with an internal combustion engine and a torsional vibration damping arrangement according to FIG. 1; 3 is a diagram illustrating torques or torque oscillations occurring in different regions of the drive system of FIG. 2 or the torsional vibration damping arrangement of FIG. 1 in an internal combustion engine operated in an operating mode; FIG.
  • Fig. 4 is a representation corresponding to FIG. 3 when operated in another mode internal combustion engine.
  • FIG. 1 shows, in a partial longitudinal section, a torsional vibration damping arrangement 10 to be positioned in the drive train of a vehicle.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 comprises an input region 12, which is to be connected by screwing, for example, to the crankshaft of an internal combustion engine, that is generally to a drive unit thus to be driven to rotate about a rotation axis A.
  • An output portion 14 of the torsional vibration damping assembly 10 is formed with a flywheel 16, to which, for example, a pressure plate assembly of a friction clutch is connected and which can provide a friction surface 18 for such a friction clutch.
  • two torque transmission paths 20, 22 are arranged, which branch off in the input region 12 and are brought together in the region of a coupling arrangement designated generally by 24.
  • phase shifter assembly 26 In the first torque transmission path 20, a generally designated 26 phase shifter assembly is provided.
  • the phase shifter assembly 26 can phase-shift torsional vibrations or generally rotational nonuniformities introduced into the torsional vibration damping assembly 10 at the input portion 12 and which are also proportionately transmitted through the first torque transmission path 20 with respect to the respective torsional vibrations or rotational nonuniformities also in the second torque transmission path 22 conducted torque component are included.
  • These two torque components with mutually phase-shifted torsional vibration components are brought together in the region of the coupling arrangement 24, so that mutually phase-shifted vibration components cancel each other out in the ideal case, so that in the output region 14 of a rotational nonuniformities or torsional vibrations substantially liberated total torque is introduced.
  • the phase shifter assembly 26 includes a vibration system 28 having a first primary side 30 generally constructed with two shroud elements 32, 34. In the region of the cover disk element 32, the torsional vibration damping arrangement 10 is firmly connected to a drive shaft or the like.
  • the vibration system 28 further comprises a first secondary side 36, here substantially provided by a central disk element 38, which is positioned between the two cover disk elements 30, 34.
  • a first damper element assembly 40 formed with a plurality of springs, preferably helical compression springs, acts between the first primary side 30 and the first secondary side 36 and permits relative rotation thereof about the axis of rotation A to produce a return action.
  • the central disk element 38 provides a second primary side 42.
  • This second primary side 42 is associated with a second secondary side 44, which in turn comprises two cover disk elements 46, 48.
  • a second damper element assembly 50 for example, again comprising a plurality of circumferentially distributed springs, such as helical compression springs, so that under the return action of the second damper element assembly 50, the second primary side 42 and the second secondary side 44 with respect to each other the axis of rotation A are rotatable.
  • the vibration system 28 is formed in two stages with two serially effective vibration dampers with the two Dämpferierina- arrays 40, 50.
  • the first primary side 30 essentially forms the primary side of the entire vibration system 28, that is the side in which the torque in the tension state is introduced, while the second secondary side 44, the secondary side of the entire vibration system 28 provides, ie the side through which the torque is delivered.
  • vibration systems operate subcritically in an excitation frequency range below their intrinsic or resonance frequency, ie excitation and reaction of the system on the primary side 30 on the one hand and on the secondary side 44 on the other hand take place substantially simultaneously, ie in-phase without mutual phase shift. If the resonance frequency is exceeded, the oscillation system 28 changes to a supercritical state in which excitation and reaction are out of phase with one another. It can therefore occur a phase jump of up to 180 °.
  • the coupling arrangement 24 comprises a planetary gear arrangement 52 with a planet carrier 54. This is connected together with the primary side 30 of the vibration system 28 to the drive shaft and is assigned to the second torque transmission path 22.
  • planet carrier 54 distributed in the circumferential direction lying several generally designated 56 planetary gears are rotatably supported.
  • a plurality of planetary wheel support bolts 58 are provided on the planet carrier 54, as shown more clearly in FIG. 2.
  • the planetary gears 56 are rotatable about their planet tenradfilachsen Z, which are oriented substantially parallel to the axis of rotation A of the planet carrier 54.
  • the planet gears 56 are held axially centered.
  • the planetary gears 56 have two successive toothing areas 74, 76 in the direction of the planetary gear axes Z.
  • the toothed region 74 which is formed in the example shown with a larger radial dimension with respect to the planetary wheel rotation axis Z, is in meshing engagement with a ring gear 78, which is fixed to a ring gear carrier 82 and can be designed, for example, like a ring or a ring segment.
  • the ring gear carrier 82 in turn is firmly connected, for example, by screwing to the second secondary side 44, generally the secondary side of the vibration system 28, and thus to the first torque converter. associated with transmission path 20.
  • the torque transmitted via the first torque transmission path 20 and forwarded by the vibration system 28 is introduced via the ring gear carrier 82 and the ring gear 78 into the coupling arrangement 24, namely the working toothing 74 of the planet gears 56.
  • the torque conducted via the second torque transmission path 22 is introduced into the coupling arrangement 24 via the planetary gear carrier 54 and the planetary support pins 58.
  • the torque components thus combined are forwarded via the working toothing region 76 into an annular ring or ring segment-like ring gear 84, for example, in which the ring gear 84 can be connected to the flywheel 166 by screwing and thus assigned to the output region 14.
  • the vibration excitation causes the vibration system 28 passes into the supercritical state, superimposed so that an at least partial extinction of the vibration components arises and the flywheel 1 6 receives a substantially smoothed torque.
  • it can be influenced by the selection of the diameter ratio of the two working tooth areas 74, 76 or also by the configuration of the tooth geometry of these two working tooth areas 74, 76, how large the torque components guided via the two torque transmission paths 20, 22 are.
  • a gear ratio of i> 1 is achieved, which means that a torque component is conducted in the direction of the planetary gear 52 via each of the two torque transmission paths, wherein the ratio of the components can be adjusted by the size or diameter ratio of the two toothed regions 74, 76.
  • toothing region 76 has a larger diameter than the toothed region 74, then a torque reversal takes place in the second torque transmission path 22, whereas in the first torque transmission path 20 a torque amplification takes place, so that when the coupling assembly 24 is brought together again, the torque introduced is increased. ment corresponding total moment, but is achieved with at least partially eliminated vibration components.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 described in detail above with reference to FIG. 1 could also be designed differently in various aspects.
  • the planetary gear arrangement 52 could comprise sun gears coupled to the secondary side 44 on the one hand and the output region 14 on the other hand.
  • a phase shifter arrangement could be provided which has a transition to the supercritical state at a different speed and / or causes a different phase shift, as provided in the first Drehmomentübertragungsweg phase shifter assembly 26.
  • damping systems such. B. fluidic damping systems or acting with coulomb friction friction damping systems may be provided.
  • such a vibration system could be designed in one stage, ie with a primary side and a secondary side and a single intermediate torsional vibration damping arrangement.
  • FIG. 2 A drive system 90 for a vehicle, in which such a previously described torsional vibration damping arrangement 10 is integrated, is illustrated in FIG. 2.
  • This drive system 90 includes a drive unit as an internal combustion engine 92, in the example shown, a four-cylinder internal combustion engine with cylinders 94, 96, 98, 100.
  • An effective as a drive shaft crankshaft 102 of the internal combustion engine 92 is coupled to the input portion 12 of the torsional vibration damping arrangement 10 and drives it for rotation about the recognizable in Fig. 1 axis of rotation A.
  • the output region 14 of the torsional vibration damping arrangement 10 is coupled to a starting element 106 connected upstream of a transmission 104.
  • the starting element 106 may be a friction clutch, that is, for example, a dry or wet-running friction clutch, multi-plate clutch, double clutch or the like. If the transmission 104 is designed as an automatic transmission, the starting element 106 can be constructed as a hydrodynamic torque converter. Its The housing can then be coupled to the output region 14 of the torsional vibration damping arrangement 10 and driven thereby for rotation about the axis of rotation A.
  • the internal combustion engine 92 is associated with a drive device 108, which controls the one hand, the operation of the internal combustion engine 92, on the other hand, as illustrated by the link with the transmission 104, also information about the operating condition of a vehicle, such. B. driving speed, engaged gear and the like receives and based on it, for example, the internal combustion engine 92 or designed as an automatic transmission gear 104 drives.
  • the driver 108 may further switch the engine 92 between different modes of operation.
  • a full load mode all four cylinders 94, 96, 98, 100 can be operated, ie be active, while in a part load mode, for example, the cylinders 94, 96 can be deactivated and only the cylinders 98, 100 are operated.
  • FIG. 3 is divided into four regions and, in each case plotted there over time, the torque present in different system regions is shown.
  • a region Bi in FIG. 3 shows the torque D ges , which is emitted by the internal combustion engine in the region of the crankshaft 102 and thus introduced into the input region 12. It can be seen that a nominal torque of 100% is superimposed on a vibration which is generated by the ignitions in the individual cylinders.
  • the region Bi illustrates one revolution of the crankshaft 102, in the course of which an ignition will occur in two of the four cylinders 94, 96, 98, 100, that is to say two vibration-inducing events are present.
  • the region B 2 again shows the torque components for one revolution of the crankshaft 102, which in the input region 12 is dependent on the two torque transmission elements. routes 20, 22. It can be seen that these two in-phase torque components D 2 o, D 2 2 are unequal in terms of their amount.
  • the larger torque component D 2 o is conducted via the first torque transmission path 20, while the smaller torque component D 22 is conducted via the second torque transmission path 22.
  • the distribution of the torque components can be adjusted in particular by the configuration of the two toothed regions 74, 76.
  • the region B 3 in FIG. 3 shows the torque components D 20 'transmitted in the two torque transmission paths 20, 22, ie in the first torque transmission path 20 after the phase shifter assembly 26, and D 22 , ie the torque basically transmitted in the second torque transmission path 22.
  • the area B 4 illustrates the torque D ges ' after merging in the coupling arrangement 24, that is, the torque received or relayed in the output area 14. This is achieved by superimposing the two torque components D 20 'and D 22 and, in the ideal case, ie with a phase shift of 180 ° and essentially the same oscillation amplitude, has a smooth, approximately constant course.
  • FIG. 4 illustrates these four regions B 1 to B 4 in the operating mode partial load of the internal combustion engine 92.
  • the torque transmitted in the first torque transmission is transmission path 20 transmitted torque component D 2 o 'on the one hand again phase-shifted, on the other hand already reduced in amplitude, so that in the area B 4 , ie after the coupling assembly 24, again a substantially smoothed, of vibration shares ideally completely liberated total torque D ges ' is delivered.
  • the vibration system 28 should be designed with respect to the location of its natural frequency, that under the different modes expected lowest vibration excitation frequency.
  • the natural frequency of the vibration system 28 may be set in a range near or below the idle speed.
  • the transition between operating modes of different performance can, as already stated above, be done by the disconnection or connection of individual cylinders, which has a direct influence on the vibration-inducing events occurring per revolution of a crankshaft.
  • This shutdown can be achieved for example by adjusting the fuel injection in the cylinders to be stopped or by influencing the timing by a variable valve timing.
  • the performance can also be influenced by the fact that a four-stroke engine is optimally designed for the part-load operation and is switched at higher load demand in a two-stroke operation.

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Abstract

Ein Antriebssystem für ein Fahrzeug umfasst eine Brennkraftmaschine (92) und eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10), wobei die Brennkraftmaschine (92) zwischen Betriebsarten unterschiedlicher Leistungsfähigkeit umschaltbar ist und wobei die Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) einen zur Drehung antreibbaren Eingangsbereich (12) und einen Ausgangsbereich (14) umfasst, wobei zwischen dem Eingangsbereich (12) und dem Ausgangsbereich (14) ein erster Drehmomentübertragungsweg (20) und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg (22) sowie eine Koppelanordnung (24) zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege (20, 22) geleiteten Drehmomente vorgesehen sind und wobei wenigstens in einem Drehmomentübertragungsweg (20) eine Phasenschieberanordnung (26) zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den einen Drehmomentübertragungsweg (20) geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den anderen Drehmomentübertragungsweg (22) geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist.

Description

Antriebssvstem für ein Fahrzeug
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Antriebssystem für ein Fahreug, umfassend eine Brennkraftmaschine und eine mit einer Kurbelwelle der Brennkraftmaschine gekoppelte Drehschwingungsdämpfungsanordnung.
Die zum Antreiben von Fahrzeugen eingesetzten Brennkraftmaschinen weisen aufgrund des Verbrennungsprozesses bzw. der im Wesentlichen periodisch in den verschiedenen Zylindern derselben auftretenden Zündungen einen ungleichförmigen, insbesondere oszillierenden Drehmomentenverlauf auf. Einem Nennmoment ist ein Schwingungsanteil überlagert, wobei die Schwingungsfrequenz abhängt vom Verbren- nungsprozess, also davon, ob nach einem Zweitaktverfahren oder einem Viertaktverfahren gearbeitet wird, und abhängt von der Anzahl der Zylinder. Beispielsweise tritt bei einem Vier-Zylinder- Viertakt-Motor bei jeder Umdrehung der Kurbelwelle desselben in zwei Zylindern eine Zündung auf, so dass pro Umdrehung der Kurbelwelle zwei anregende Ereignisse vorhanden sind. Bezogen auf die Drehzahl der Kurbelwelle ist somit die zweite Ordnung kritisch, da bei einer derartigen Brennkraftmaschine die Zündfrequenz dem Zweifachen der Drehzahl der Kurbelwelle entspricht. Entsprechend ist bei einem Drei-Zylinder-Viertakt-Motor die 1 ,5-te Ordnung schwingungstechnisch problematisch, während bei einem Vier-Zylinder-Zweitakt-Motor die zweite Ordnung, wieder bezogen auf die Drehzahl der Kurbelwelle desselben, problematisch ist.
Um derartige Schwingungsanregungen zu eliminieren bzw. deren Weiterleitung in folgende Systembereiche eines Antriebsstrangs so weit als mögilch zu unterbinden, werden Drehschwingungsdämpfungsanordnungen eingesetzt, welche auf das Schwin- gungsanregungsverhalten im Antriebsstrang, insbesondere im Bereich der Brennkraftmaschine, abgestimmt sind.
Bei modernen Brennkraftmaschinen besteht die Möglichkeit, eine Umschaltbar- keit zwischen verschiedenen Betriebsarten derselben bereitzustellen. So kann beispielsweise eine Mehrzylinder-Brennkraftmaschine so betrieben werden, dass alle Zylinder aktiv sind, so dass sie in der Lage ist, in Volllastzuständen ein maximales Drehmoment abzugeben. Ist dies nicht erforderlich, kann in eine Betriebsart übergegangen werden, in welcher nur einige der Zylinder aktiv sind. Dabei werden die noch aktiven Zylinder in einem Teillastzustand stärker belastet, was allgemein den Vorteil mit sich bringt, dass die Brennkraftmaschine bzw. die einzelnen Zylinder derselben mit höherem Wirkungsgrad arbeiten können, als bei geringerer Belastung. Dies wirkt sich auf den Verbrauch und den Schadstoffausstoß vorteilhaft aus. Grundsätzlich ist auch ein Umschalten zwischen verschiedenen Verbrennungsprozessen, also ein Umschalten zwischen einem Zweitakt-Betrieb und einem Viertakt-Betrieb möglich, wobei auch hier zwischen Betriebsarten verschiedener Leistungsfähigkeit mit höherer Leistungsfähigkeit im Zweitakt-Betrieb umgeschaltet werden kann und bei geringerer Leistungsanforderung die Brennkraftmaschine im Viertakt-Betrieb arbeiten kann.
Das Umschalten zwischen verschiedenen Betriebsarten mit unterschiedlicher Leistungsfähigkeit, insbesondere also das Zu- bzw. Abschalten verschiedener Zylinder oder Übergang zwischen verschiedenen Verbrennungsprozessen, beeinflusst jedoch das Schwingungsanregungsverhalten einer Brennkraftmaschine wesentlich. Werden beispielsweise bei einer im Viertakt-Betrieb betriebenen Brennkraftmaschine die Hälfte der Zylinder deaktiviert, so halbiert sich auch die kritische Anregungsordnung. Beispielsweise erfolgt bei einem Vier-Zylinder- Viertakt-Motor bei Abschaltung von zwei Zylindern pro Umdrehung nur eine Zündung, mit der Folge, dass die kritische Anregungsordnung, wieder bezogen auf die Drehzahl der Kurbelwelle, nicht mehr die zweite Ordnung, sondern die erste Ordnung ist. Mit dieser Veränderung im Schwingungsanregungsverhalten ändert sich jedoch gleichermaßen das Schwingungsdämpfungsverhal- ten einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung. Ist diese auf ein bestimmtes Anregungsspektrum abgestimmt, so kann eine Verschiebung des Anregungsspektrums, insbesondere der Anregungsordnung, zu einem reduzierten Schwingungsdämpfungs- vermögen führen, was zur Folge hat, dass im Bereich der Brennkraftmaschine generierte Drehungleichförmigkeiten, insbesondere also Schwingungsanteile im Drehmoment, verstärkt in im Drehmomentenfluss folgende Antriebsstrangbereiche geleitet werden.
Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Antriebssystem für ein Fahrzeug bereitzustellen, bei welchem ein verbessertes Schwingungsdämpfungsverhalten der im Bereich einer Brennkraftmaschine erzeugten Schwingungsanteile im abgegebenen Drehmoment erreicht wird. Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch ein Antriebssystem für ein Fahrzeug, umfassend eine Brennkraftmaschine und eine Drehschwingungsdämp- fungsanordnung, wobei die Brennkraftmaschine zwischen Betriebsarten unterschiedlicher Leistungsfähigkeit umschaltbar ist und wobei die Drehschwingungsdämpfungsan- ordnung einen zur Drehung antreibbaren Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich umfasst, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg vorgesehen sind, ferner umfassend eine Koppelanordnung zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente, wobei wenigstens in einem Drehmomentübertragungsweg eine Phasenschieberanordnung zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den einen Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den anderen Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist.
Es hat sich gezeigt, dass bei einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit Drehmomentenaufteilung, Phasenverschiebung und Drehmomentenüberlagerung das Schwingungsdämpfungsverhalten durch eine Veränderung der Betriebsart einer Brennkraftmaschine nahezu nicht beeinträchtigt wird. Eine derartige Drehschwingungsdämp- fungsanordnung entfaltet in einem vergleichsweise breiten Spektrum von Schwingungsanregungen eine sehr gute Dämpfungscharakteristik, so dass sich in Kombination mit einer Brennkraftmaschine, deren Betriebsart an unterschiedliche Leistungsanforderungen angepasst werden kann, ein besonders vorteilhaftes Antriebssystem ergibt.
Es sei hier darauf hingewiesen, dass mit Betriebsarten unterschiedlicher Leistungsfähigkeit im Sinne der vorliegenden Erfindung grundsätzliche Änderungen in der Betriebsart, also beispielsweise das Arbeiten mit mehr oder weniger aktiven Zylindern bzw. der Übergang von einem Viertakt-Betrieb zu einem Zweitakt-Betrieb oder umgekehrt angesprochen ist, und nicht die entsprechend einer Leistungsanforderung durch einen Fahrer zu beeinflussende Kraftstoffeinspritzmenge bzw. Verbrennungsluftmenge, die in die einzelne Zylinder im Verbrennungsbetrieb eingeleitet werden.
Wie vorangehend bereits dargelegt, können die Betriebsarten einen ersten Betriebszustand mit Betrieb aller Zylinder und wenigstens einen zweiten Betriebszustand mit Betrieb nur eines Teils der Zylinder umfassen oder/und können die Betriebsarten einen Zweitaktbetrieb und einen Viertaktbetrieb umfassen.
Um in der Drehschwingungsdämpfungsanordnung in zuverlässiger Art und Weise die Phasenverschiebung hervorrufen zu können, wird vorgeschlagen, dass die Phasenschieberanordnung ein Schwingungssystem mit einer Primärseite und einer gegen die Wirkung einer Dämpferelementenanordnung bezüglich der Primärseite drehbaren Sekundärseite umfasst.
Zur Zusammenführung der beiden Drehmomentenanteile, welche über die Drehmomentübertragungswege geleitet werden, kann die Koppelanordnung eine Planetengetriebeanordnung umfassen. Diese Planetengetriebeanordnung kann einen an den zweiten Drehmomentübertragungsweg angekoppelten Planetenradträger mit einer Mehrzahl von daran drehbar getragenen Planetenrädern umfassen, so dass bei einfacher, gleichwohl stabiler Ausgestaltung eine zuverlässige Zusammenführung der Drehmomentenanteile erlangt werden kann.
Hierzu kann ferner vorgesehen sein, die Planetengetriebeanordnung eine an den ersten Drehmomentübertragungsweg angekoppelte erste Hohlradanordnung oder Son- nenradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern und eine an den Ausgangsbereich angekoppelte zweite Hohlradanordnung oder Sonnenradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern umfasst.
Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren detailliert beschrieben. Es zeigt:
Fig. 1 eine Teil-Längsschnittansicht einer Drehschwingungsdämpfungsanord- nung mit Drehmomentenaufteilung, Phasenverschiebung und Drehmomentenüberlagerung;
Fig. 2 in prinzipartiger Darstellung ein Antriebssystem mit einer Brennkraft- maschsine und einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung gemäß Fig. 1 ; Fig. 3 ein Diagramm, welches in verschiedenen Bereichen des Antriebssystems der Fig. 2 bzw. der Drehschwingungsdämpfungsanordnung der Fig. 1 auftretende Drehmomente bzw. Drehmomentschwingungen bei in einer Betriebsart betriebener Brennkraftmaschine veranschaulicht;
Fig. 4 eine der Fig. 3 entsprechende Darstellung bei in einer anderen Betriebsart betriebener Brennkraftmaschine.
Die Fig. 1 zeigt im Teil-Längsschnitt eine im Antriebsstrang eines Fahrzeugs zu positionierende Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10. Die Drehschwingungs- dämpfungsanordnung 10 umfasst einen Eingangsbereich 12, welcher durch Ver- schraubung beispielsweise mit der Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, allgemein also einem Antriebsaggregat, zu verbinden ist und somit zur Drehung um eine Drehachse A anzutreiben ist. Ein Ausgangsbereich 14 der Drehschwingungsdämpfungsan- ordnung 10 ist mit einem Schwungrad 1 6 ausgebildet, mit welchem beispielsweise eine Druckplattenbaugruppe einer Reibungskupplung verbunden ist und welches eine Reibfläche 18 für eine derartige Reibungskupplung bereitstellen kann. Zwischen dem Eingangsbereich 12 und dem Ausgangsbereich 14 sind zwei Drehmomentübertragungswege 20, 22 eingerichtet, die im Eingangsbereich 12 aufzweigen und im Bereich einer allgemein mit 24 bezeichneten Koppelanordnung zusammengeführt sind.
Im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 ist eine allgemein mit 26 bezeichnete Phasenschieberanordnung vorgesehen. Die Phasenschieberanordnung 26 kann Drehschwingungen oder allgemein Drehungleichförmigkeiten, die im Eingangsbereich 12 in die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 eingeleitet werden und die anteilsmäßig auch über den ersten Drehmomentübertragungsweg 20 geleitet werden, in ihrer Phasenlage verschieben bezüglich der entsprechenden Drehschwingungen oder Drehungleichförmigkeiten, die auch in dem über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 geleiteten Drehmomentenanteil enthalten sind. Diese beiden Drehmomentenanteile mit zueinander phasenverschobenen Drehschwingungsanteilen werden im Bereich der Koppelanordnung 24 zusammengeführt, so dass die zueinander phasenverschobenen Schwingungsanteile einander im Idealfalle gegenseitig auslöschen, so dass in den Ausgangsbereich 14 ein von Drehungleichförmigkeiten bzw. Drehschwingungen im Wesentlichen befreites Gesamtdrehmoment eingeleitet wird. Die Phasenschieberanordnung 26 umfasst ein Schwingungssystem 28 mit einer ersten Primärseite 30, welche allgemein mit zwei Deckscheibenelementen 32, 34 aufgebaut ist. Im Bereich des Deckscheibenelements 32 wird die Drehschwingungsdämp- fungsanordnung 10 an eine Antriebswelle oder dergleichen fest angebunden. Das Schwingungssystem 28 umfasst ferner eine erste Sekundärseite 36, hier im Wesentlichen bereitgestellt durch ein Zentralscheibenelement 38, welches zwischen den beiden Deckscheibenelementen 30, 34 positioniert ist. Eine mit einer Mehrzahl von Federn, vorzugsweise Schraubendruckfedern, ausgebildete erste Dämpferelementenanordnung 40 wirkt zwischen der ersten Primärseite 30 und der ersten Sekundärseite 36 und ermöglicht eine Relativdrehung derselben um die Drehachse A unter Erzeugung einer Rückstellwirkung.
Im radial inneren Bereich stellt das Zentralscheibenelement 38 eine zweite Primärseite 42 bereit. Dieser zweiten Primärseite 42 ist eine zweite Sekundärseite 44 zugeordnet, die wiederum zwei Deckscheibenelemente 46, 48 umfasst. Zwischen der zweiten Primärseite 42 und der zweiten Sekundärseite 44 wirkt eine zweite Dämpferelementenanordnung 50, beispielsweise wieder umfassend mehrere in Umfangsrichtung verteilt liegende Federn, beispielsweise Schraubendruckfedern, so dass unter der Rückstellwirkung der zweiten Dämpferelementenanordnung 50 die zweite Primärseite 42 und die zweite Sekundärseite 44 bezüglich einander um die Drehachse A verdrehbar sind.
Man erkennt, dass das Schwingungssystem 28 zweistufig ausgebildet ist mit zwei seriell wirksamen Schwingungsdämpfern mit den beiden Dämpferelementena- nordnungen 40, 50. Dabei bildet die erste Primärseite 30 im Wesentlichen die Primärseite des gesamte Schwingungssystems 28, also diejenige Seite, in welche im Zugzustand das Drehmoment eingeleitet wird, während die zweite Sekundärseite 44 die Sekundärseite des gesamten Schwingungssystems 28 bereitstellt, also diejenige Seite, über welche das Drehmoment abgegeben wird.
Ein wesentliches Charakteristikum derartiger Schwingungssysteme ist, dass diese in einem Anregungsfrequenzbereich unter ihrer Eigen- bzw. Resonanzfrequenz unterkritisch arbeiten, d. h. Anregung und Reaktion des Systems an der Primärseite 30 einerseits und an der Sekundärseite 44 andererseits erfolgen im Wesentlichen gleichzeitig, also gleichphasig ohne gegenseitige Phasenverschiebung. Wird die Resonanzfrequenz überschritten, geht das Schwingungssytem 28 in einen überkritischen Zustand über, in welchem Anregung und Reaktion zueinander phasenverschoben sind. Es kann also ein Phasensprung von maximal 180° auftreten. Dies hat zur Folge, dass dann, wenn anregende Frequenzen in dem am Eingangsbereich 12 aufgenommenen Drehmoment vorhanden sind, welche über der Resonanzfrequenz liegen und mithin, abhängig von der Qualität der Schwingungsentkopplung, eine maximale Phasenverschiebung von 180° im ersten Drehmomentenübertragungsweg 20 bezüglich der im Drehmomentenanteil des zweiten Drehmomentübertragungswegs 22 enthaltenen Schwingungsan- regungsanteile erfahren, sich mit diesen nicht phasenverschobenen Schwingungsanteilen in der Koppelanordnung 24 im Idealfalle vollständig destruktiv überlagern.
Die Koppelanordnung 24 umfasst eine Planetengetriebeanordnung 52 mit einem Planetenradträger 54. Dieser wird zusammen mit der Primärseite 30 des Schwingungssystems 28 an die Antriebswelle angebunden und ist dem zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 zuzuordnen. Am Planetenradträger 54 sind in Umfangsrichtung verteilt liegend mehrere allgemein mit 56 bezeichnete Planetenräder drehbar getragen. Hierzu sind am Planetenradträger 54, wie die Fig. 2 dies deutlicher zeigt, mehrere Planeten- radtragebolzen 58 vorgesehen. Über eine Lagerung 60, beispielsweise ausgebildet als Nadellager oder sonstiges Wälzkörperlager, sind die Planetenräder 56 um ihre Plane- tenraddrehachsen Z drehbar, welche zur Drehachse A des Planetenradträgers 54 im Wesentlichen parallel orientiert sind. Zwischen zwei beispielsweise ringscheibenartig ausgebildeten Stützelementen 62, 64 bzw. auch dem Stützelement 64 und dem Planetenradträger 54 sind die Planetenräder 56 axial zentriert gehalten.
Die Planetenräder 56 weisen zwei in Richtung der Planetenraddrehachsen Z aufeinander folgende Verzahnungsbereiche 74, 76 auf. Der Verzahnungsbereich 74, welcher im dargestellten Beispiel mit größerer Radialabmessung bezüglich der Plane- tenraddrehachse Z ausgebildet ist, steht in Kämmeingriff mit einem Hohlrad 78, welches an einem Hohlradträger 82 festgelegt ist und beispielsweise ringartig oder ring- segmentartig ausgebildet sein kann. Der Hohlradträger 82 wiederum ist beispielsweise durch Verschraubung mit der zweiten Sekundärseite 44, allgemein also der Sekundärseite des Schwingungssystems 28, fest verbunden und somit dem ersten Drehmo- mentübertragungsweg 20 zugeordnet. Das über den ersten Drehmomentübertragungsweg 20 übertragene und vom Schwingungssystem 28 weitergeleitete Drehmoment wird über den Hohlradträger 82 und das Hohlrad 78 in die Koppelanordnung 24, nämlich die Arbeitsverzahnung 74 der Planetenräder 56 eingeleitet. Das über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 geleitete Drehmoment wird über den Planeten- radträger 54 und die Planetenradtragebolzen 58 in die Koppelanordnung 24 eingeleitet. Die so zusammengeführten Drehmomentenanteile werden über den Arbeitsverzah- nungsbereich 76 in ein beispielsweise ringartig oder ringsegmentartig ausgebildetes Hohlrad 84 als Gesamtdrehmoment weitergeleitet wobei das Hohlrad 84 mit dem Schwungrad 1 6 durch Verschraubung verbunden sein kann und somit dem Ausgangsbereich 14 zuzuordnen ist.
Durch die Zusammenführung der beiden Drehmomentenanteile der beiden Drehmomentübertragungswege 20, 22 in der mit dem Planetengetriebe 52 ausgebildeten Koppelanordnung 24 werden dann, wenn die Schwingungsanregung dazu führt, dass das Schwingungssystem 28 in den überkritischen Zustand übergeht, so überlagert, dass eine zumindest teilweise Auslöschung der Schwingungsanteile entsteht und das Schwungrad 1 6 ein im Wesentlichen geglättetes Drehmoment aufnimmt. Dabei kann durch die Auswahl des Durchmesserverhältnisses der beiden Arbeitsverzah- nungsbereiche 74, 76 bzw. auch durch die Ausgestaltung der Zahngeometrie dieser beiden Arbeitsverzahnungsbereiche 74, 76 beeinflusst werden, wie groß die über die beiden Drehmomentübertragungswege 20, 22 geleiteten Drehmomentenanteile sind. Im dargestellten Beispiel, in welchem der Verzahnungsbereich 74, der mit dem Hohlrad 78 des ersten Drehmomentübertragungswegs 20 zusammenwirkt, eine größere Radialabmessung aufweist, als der mit dem Hohlrad 84 des Ausgangsbereichs 14 zusammenwirkende Verzahnungsbereich, wird ein Übersetzungsverhältnis von i > 1 erreicht, was bedeutet, dass über jeden der beiden Drehmomentübertragungswege ein Drehmomentenanteil in Richtung zum Planetengetriebe 52 geleitet wird, wobei das Verhältnis der Anteile durch das Größen- bzw. Durchmesserverhältnis der beiden Verzahnungsbereiche 74, 76 eingestellt werden kann. Weist der Verzahnungsbereich 76 einen größeren Durchmesser auf, als der Verzahnungsbereich 74, so findet eine Drehmomentenumkehr im zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 statt, während im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 eine Drehmometenverstärkung erfolgt, so dass bei Zusammenführung in der Koppelanordnung 24 wieder ein dem eingeleiteten Drehmo- ment entsprechendes Gesamtmoment, jedoch mit zumindest teilweise eliminierten Schwingungsanteilen erreicht wird.
Es sei hier darauf hingewiesen, dass die vorangehend mit Bezug auf die Fig. 1 detailliert beschriebene Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 in verschiedenen Aspekten auch anders ausgebildet sein könnte. So könnte beispielsweise die Planetengetriebeanordnung 52 anstelle der beiden Hohlräder 82, 84 an die Sekundärseite 44 einerseits und den Ausgangsbereich 14 andererseits angekoppelte Sonnenräder umfassen. Auch ist es selbstverständlich möglich, dass auch im zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 eine Phasenschieberanordnung vorgesehen sein könnte, die einen Übergang in den überkritischen Zustand bei einer anderen Drehzahl aufweist oder/und eine andere Phasenverschiebung bewirkt, als die im ersten Drehmomentübertragungsweg vorgesehene Phasenschieberanordnung 26. Weiterhin können in Zuordnung zu einer derartigen Phasenschieberanordnung selbstverständlich auch Dämpfungssysteme, wie z. B. fluidisch wirksamen Dämpfungssysteme oder mit coulombscher Reibung wirkende Dämpfungssysteme vorgesehen sein. Auch könnte selbstverständlich ein derartiges Schwingungssystem einstufig, also mit nach einer Primärseite und einer Sekundärseite und einer einzigen dazwischen wirkenden Drehschwingungsdämpfungsan- ordnung ausgebildet sein.
Ein Antriebssystem 90 für ein Fahrzeug, in welches eine derartige vorangehend beschriebene Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 integriert ist, ist in Fig. 2 veranschaulicht. Dieses Antriebssystem 90 umfasst als Antriebsaggregat eine Brennkraftmaschine 92, im dargestellten Beispiel eine Vier-Zylinder-Brennkraftmaschine mit Zylindern 94, 96, 98, 100. Eine als Antriebswelle wirksame Kurbelwelle 102 der Brennkraftmaschine 92 ist an den Eingangsbereich 12 der Drehschwingungsdämpfungsan- ordnung 10 angekoppelt und treibt diesen zur Drehung um die in Fig. 1 erkennbare Drehachse A an. Der Ausgangsbereich 14 der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 ist im dargestellten Beispiel an ein einem Getriebe 104 vorgeschaltetes Anfahrelement 106 angekoppelt. Bei Ausgestaltung des Getriebes 104 als Schaltgetriebe kann das Anfahrelement 106 eine Reibungskupplung sein, also beispielsweise eine trocken- oder nasslaufende Reibungskupplung, Mehrscheibenkupplung, Doppelkupplung oder dergleichen. Ist das Getriebe 104 als Automatikgetriebe ausgebildet, kann das Anfahrelement 106 als hydrodynamischer Drehmomentwandler aufgebaut sein. Dessen Ge- häuse kann dann mit dem Ausgangsbereich 14 der Drehschwingungsdämpfungsan- ordnung 10 gekoppelt und durch dieses zur Drehung um die Drehachse A angetrieben werden.
Der Brennkraftmaschine 92 ist ein Ansteuergerät 108 zugeordnet, welches einerseits den Betrieb der Brennkraftmaschine 92 steuert bzw. regelt, andererseits, wie durch die Verknüpfung mit dem Getriebe 104 veranschaulicht, auch Informationen über den Betriebszustand eines Fahrzeugs, wie z. B. Fahrgeschwindigkeit, eingelegte Gangstufe und dergleichen erhält und beruhend darauf beispielsweise die Brennkraftmaschine 92 oder auch ein als Automatikgetriebe ausgebildetes Getriebe 104 ansteuert.
Abhängig von der geforderten Last kann das Ansteuergerät 108 ferner die Brennkraftmaschine 92 zwischen verschiedenen Betriebsarten umschalten. In einer Volllastbetriebsart können alle vier Zylinder 94, 96, 98, 100 betrieben werden, also aktiv sein, während in einer Teillastbetriebsart beispielsweise die Zylinder 94, 96 deaktiviert werden können und nur noch die Zylinder 98, 100 betrieben werden. Dieser Übergang zwischen der Betriebsart Volllast, also dem Betreiben aller Zylinder 94, 96, 98, 100, und der Betriebsart Teillast, also dem Betreiben nur der Zylinder 98, 100, wirkt sich auf die im abgegebenen Drehmoment enthaltenen Schwingungsanteile und somit das in den Antriebsstrang weitergeleitete Drehmoment aus. Dies wird im Folgenden mit Bezug auf die Fig. 3 und 4 erläutert.
Die Fig. 3 ist aufgeteilt in vier Bereiche und dort jeweils aufgetragen über der Zeit das in verschiedenen Systembereiche vorhandene Drehmoment dargestellt. So zeigt ein Bereich B-i in Fig. 3 das Drehmoment Dges, welches von der Brennkraftmaschine im Bereich der Kurbelwelle 102 abgegeben und somit in den Eingangsbereich 12 eingeleitet wird. Man erkennt, dass einem Nennmoment von 100 % eine Schwingung überlagert ist, welche durch die Zündungen in den einzelnen Zylindern generiert wird. Insbesondere veranschaulicht der Bereich B-i eine Umdrehung der Kurbelwelle 102, in deren Verlauf in zwei der vier Zylindern 94, 96, 98, 100 eine Zündung auftreten wird, also zwei schwingungsanregende Ereignisse vorhanden sind.
Der Bereich B2 zeigt wieder für eine Umdrehung der Kurbelwelle 102 die Drehmomentenanteile, welche im Eingangsbereich 12 auf die beiden Drehmomentübertra- gungswege 20, 22 aufgeteilt werden. Dabei erkennt man, dass diese beiden noch phasengleich liegenden Drehmomentenanteile D2o, D22 hinsichtlich ihres Betrags ungleich sind. Der größere Drehmomentenanteil D2o wird über den ersten Drehmomentenü- bertragungsweg 20 geleitet, während der kleinere Drehmomentenanteil D22 über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 geleitet wird. Wie vorangehend bereits dargelegt, kann die Aufteilung der Drehmomentenanteile insbesondere durch die Ausgestaltung der beiden Verzahnungsbereiche 74, 76 eingestellt werden.
Der Bereich B3 in Fig. 3 zeigt die in den beiden Drehmomentübertragungswegen 20, 22 übertragenen Drehmomentenanteile D20', also im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 nach der Phasenschieberanordnung 26, und D22, also das grundsätzlich im zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 übertragene Drehmoment.
Man erkennt, dass durch das Schwingungssystem 28 der Phasenschieberanordnung 26 dann, wenn dieses im überkritischen Zustand arbeitet, einerseits im Idealfalle eine Phasenverschiebung von 180° generiert wird, und andererseits aufgrund der im Schwingungssystem 28 selbst generierten Entkopplung eine Schwingungsdämpfung aufteilt, so dass die Schwingungsamplituden in den beiden Drehmomentübertragungswegen 20, 22 näherungsweise gleich sind.
Der Bereich B4 veranschaulicht das Drehmoment Dges' nach Zusammenführung in der Koppelanordnung 24, also das im Ausgangsbereich 14 aufgenommene bzw. weitergeleitete Drehmoment. Dieses wird durch Überlagerung der beiden Drehmomentenanteile D20' und D22 erreicht und weist im Idealfalle, also bei Phasenverschiebung von 180° und im Wesentlichen gleicher Schwingungsamplitude einen geglätteten, näherungsweise konstanten Verlauf auf.
Die Fig. 4 veranschaulicht diese vier Bereiche B-i bis B4 in der Betriebsart Teillast der Brennkraftmaschine 92. Durch das Abschalten der beiden Zylinder 94, 96 ist pro Umdrehung nur noch eine Zündung, also ein schwingungsanregendes Ereignis vorhanden. Das mit einem derartigen Schwingungsanteil überlagerte Drehmoment, also das Gesamtdrehmoment Dges, wie es von der Kurbelwelle 102 abgegeben wird, wird im Eingangsbereich 12 wieder in die beiden Anteile D20 und D22 aufgeteilt. Nach der Phasenschieberanordnung, also im Bereich B3, ist der im ersten Drehmomentübertra- gungsweg 20 übertragene Drehmomentenanteil D2o' einerseits wieder phasenverschoben, andererseits in seiner Amplitude bereits gemindert, so dass im Bereich B4, also nach der Koppelanordnung 24, wieder ein im Wesentlichen geglättetes, von Schwingungsanteilen idealerweise vollständig befreites Gesamtdrehmoment Dges' abgegeben wird.
Man erkennt aus dem Vergleich der Fig. 3 und 4, dass das Dämpfungsverhalten, welches primär durch die Drehmomentenaufteilung, die Phasenverschiebung und die Drehmomentenüberlagerung herbeigeführt wird, unabhängig von der Frequenz der im Drehmoment enthaltenen Schwingungsanteile ist, so lange diese Frequenz über der Eigen- bzw. Resonanzfrequenz des Schwingungssystems 28 der Phasenschieberanordnung 26 ist. Dies bedeutet, dass in Verbindung mit einer Brennkraftmaschine 92, deren Betriebsart im vorangehend erläuterten Sinne veränderbar ist, um eine Anpassung der Leistungsabgabe bewirken zu können, das Schwingungssystem 28 hinsichtlich der Lage seiner Eigenfrequenz so ausgelegt werden sollte, dass diese unter der bei den verschiedenen Betriebsarten zu erwartenden geringsten Schwingungsanregungs- frequenz liegt. Idealerweise kann die Eigenfrequenz des Schwingungssystems 28 dabei in einem Bereich nahe oder unter der Leerlaufdrehzahl gelegt werden.
Der Übergang zwischen Betriebsarten verschiedener Leistungsfähigkeit kann, wie vorangehend bereits dargelegt, durch das Ab- bzw. Zuschalten einzelner Zylinder erfolgen, was einen unmittelbaren Einfluss auf die pro Umdrehung einer Kurbelwelle auftretenden schwingungsanregenden Ereignisse hat. Diese Abschaltung kann beispielsweise durch Einstellen der Kraftstoffeinspritzung in die abzustellenden Zylinder oder durch Beeinflussung der Steuerzeiten über eine variable Ventilsteuerung erlangt werden. Alternativ kann die Leistungsfähigkeit auch dadurch beeinflusst werden, dass ein Viertakt-Motor für den Teillastbetrieb optimal ausgelegt wird und bei höherer Lastanforderung in einen Zweitakt-Betrieb umgeschaltet wird.

Claims

Patentansprüche
1 . Antriebssystem für ein Fahrzeug, umfassend eine Brennkraftmaschine (92) und eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10), wobei die Brennkraftmaschine (92) zwischen Betriebsarten unterschiedlicher Leistungsfähigkeit umschaltbar ist und wobei die Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) einen zur Drehung antreibbaren Eingangsbereich (12) und einen Ausgangsbereich (14) umfasst, wobei zwischen dem Eingangsbereich (12) und dem Ausgangsbereich (14) ein erster Drehmomentübertragungsweg (20) und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg (22) vorgesehen sind, ferner umfassend eine Koppelanordnung (24) zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege (20, 22) geleiteten Drehmomente, wobei wenigstens in einem Drehmomentübertragungsweg (20) eine Phasenschieberanordnung (26) zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den einen Drehmomentübertragungsweg (20) geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den anderen Drehmomentübertragungsweg (22) geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist.
2. Antriebssystem nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Brennkraftmaschine eine Hubkolbenkraftmaschine ist, die über wenigstens zwei Arbeitszylinder verfügt.
3. Antriebssystem nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Betriebsarten einen ersten Betriebszustand mit Betrieb aller Zylinder (94, 96, 98, 100) und wenigstens einen zweiten Betriebszustand mit Betrieb nur eines Teils der Zylinder (98, 100) umfassen.
4. Antriebssystem nach Anspruch 1 , 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Betriebsarten eine Zweitaktbetrieb und einen Viertaktbetrieb umfassen.
5. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Phasenschieberanordnung (26) ein Schwingungssystem (28) mit einer Primärseite (30) und einer gegen die Wirkung einer Dämpferelementenanordnung (40, 50) bezüglich der Primärseite (30) drehbaren Sekundärseite (44) umfasst.
6. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Koppelanordnung (24) eine Planetengetriebeanordnung (52) umfasst.
7. Antriebssystem nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Planetengetriebeanordnung (52) einen an den zweiten Drehmomentübertragungsweg (22) angekoppelten Planetenradtrager (54) mit einer Mehrzahl von daran drehbar getragenen Planetenrädern (56) umfasst.
8. Antriebssystem nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Planetengetriebeanordnung (52) eine an den ersten Drehmomentübertragungsweg (20) angekoppelte erste Hohlradanordnung (82) oder Sonnenradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern (56) und eine an den Ausgangsbereich (14) angekoppelte zweite Hohlradanordnung (84) oder Sonnenradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern (56) umfasst.
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