WO2016192900A1 - Drehschwingungsdämpfungsanordnung, insbesondere für den antriebsstrang eines fahrzeugs - Google Patents

Drehschwingungsdämpfungsanordnung, insbesondere für den antriebsstrang eines fahrzeugs Download PDF

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WO2016192900A1
WO2016192900A1 PCT/EP2016/059160 EP2016059160W WO2016192900A1 WO 2016192900 A1 WO2016192900 A1 WO 2016192900A1 EP 2016059160 W EP2016059160 W EP 2016059160W WO 2016192900 A1 WO2016192900 A1 WO 2016192900A1
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WO
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coupling
arrangement
torque
lever
torque transmission
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PCT/EP2016/059160
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Tobias DIECKHOFF
Mathias Kopp
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Zf Friedrichshafen Ag
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    • 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
    • F16F15/1204—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 with a kinematic mechanism or gear system
    • F16F15/1205—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 with a kinematic mechanism or gear system with a kinematic mechanism, i.e. linkages, levers
    • 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
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
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    • F16D25/062—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces
    • F16D25/063—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces with clutch members exclusively moving axially
    • F16D25/0635—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces with clutch members exclusively moving axially with flat friction surfaces, e.g. discs
    • F16D25/0638—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces with clutch members exclusively moving axially with flat friction surfaces, e.g. discs with more than two discs, e.g. multiple lamellae
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    • 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 torsional vibration damping arrangement, in particular for the drive train of a vehicle, comprising an input area to be driven for rotation about an axis of rotation and an output area, wherein between the input area and the output area a first torque transmission path and parallel thereto a second torque transmission path and a coupling arrangement for superposition in the first torque transmission path, a phase shifter arrangement for generating a phase shift of rotational irregularities guided over the first torque transmission path with respect to rotational irregularities conducted over the second torque transmission path is provided.
  • German Patent Application DE10201 1086982 A1 discloses a torsional vibration damping arrangement which divides the torque introduced into an input region, for example, by a crankshaft of an internal combustion engine, into a torque component transmitted via a first torque transmission path and a torque component conducted via a second torque transmission path.
  • this torque distribution not only a static torque is divided, but also the vibrations contained in the torque to be transmitted or rotational irregularities, for example, generated by the periodically occurring ignitions in an internal combustion engine, are proportionally divided between the two torque transmission paths.
  • the coupling arrangement is designed as a coupling lever arrangement, which brings together the torque components transmitted via the two torque transmission paths again and then as a total torque in the output range, for example, a friction clutch or the like, initiates.
  • a phase shifter arrangement is provided which is constructed in the manner of a vibration damper, that is, with a primary side and a compressibility of a spring arrangement with respect to this rotatable secondary side.
  • the vibration components emitted by the vibration system are phase-shifted by 180 ° with respect to the vibration components picked up by the vibration system. Since the vibration components routed via the other torque transmission path experience no or possibly a different phase shift, the vibration components contained in the combined torque components and then phase-shifted with respect to each other can be destructively superimposed on one another, so that in an ideal case the total torque introduced into the output region is essentially one Vibration components contained static torque is.
  • a torsional vibration damping arrangement for a drive train of a vehicle, comprising an input region to be driven for rotation about a rotation axis and an output region, between the input region and the output region parallel to each other a first torque transmission path for transmitting a first torque component and a second torque transmission Torque transmission path for transmitting a second torque portion of a to be transmitted between the input area and the output area to be transmitted total torque, a phase shifter arrangement foundeds- in the first torque transmission path, the phase shifter arrangement comprising a vibration system having a primary side and a secondary side which can be rotated against the restoring action of a damper element arrangement with respect to the primary side about the axis of rotation (A),
  • the coupling assembly is formed as a coupling lever assembly, wherein the coupling lever assembly comprises a first input member connected to the first torque transmission path, a second input member connected to the second torque transmission path, an output member connected to the output region and at least one lever element wherein the lever member is pivotally connected to the first and second input members and the output member by means of first, second and third connection coupling portions forming first, second and third hinge axes (B; C; D).
  • A) with the hinge axis (B) forms a first radial vector AB and the axis of rotation (A) with the hinge point (C) forms a second radial vector AC and the axis of rotation (A) with the hinge point (D) forms a third radial vector AD, wherein a state in which no Dre moment from the input area to the output area, one of the three radial vectors (AB; AC; AD) to at least one of the other of the three radial vectors (AB; AC; AD) - has a different direction.
  • each of the three radial vectors has a different direction. Both variants can have an advantageous effect on a force flow in the coupling lever arrangement upon the introduction of a torque. This also has a positive effect on the durability of the coupling lever arrangement, since the force input line directions in the coupling lever assembly are advantageously carried out at the initiation of torque.
  • the connection coupling regions are areas in which two input members and the output member are pivotally connected to the lever member. This pivotal connection is advantageously carried out by a hinge pin.
  • the hinge pin can be connected in a rotationally fixed manner to the lever element or to one of the input members or the output member.
  • an advantageous embodiment provides that two of the three connecting coupling regions are designed as a rotary push joint.
  • the direction changes at least one of the radial vectors AB and or AC, which has the consequence that the lever element must compensate for this change in direction geometrically by two rotary thrust joints on the connecting coupling regions, so that the lever element, the relative rotation of the two Input links to each other not blocked.
  • the rotational thrust range can be located either on the lever element or on one of the links. This means that either the hinge pin is non-rotatably attached to the lever element and the sliding track is located on one of the links, or that the hinge pin is non-rotatably on one of the links and the sliding track is executed on the lever element. It may have manufacturing reasons to perform one of the two joint variants.
  • the rotary thrust joints have a rectilinear and or a curved and / or a slide-shaped sliding path.
  • the rectilinear trajectory is characterized in that the joint axis of the rotary thrust joint, which is effective for both parts of the joint, can change continuously radially with respect to the one rotary joint with relative rotation of the two input members.
  • the displacement path can run in parallel or at an angle in relation to a radial vector CB or CD.
  • the shear path is straight.
  • a shear path can also be curved. This can be done in Form of a circular shape, so be a uniform continuous curvature or an oval shape or a combination of both.
  • one of the three connecting coupling regions is designed as a rotary push joint and that one of the two further connecting coupling regions comprises an additional connecting lever in order to pivotably connect the lever element to one of the two input members or the output member.
  • the lever member is not pivotally connected directly to one of the three members in a connection coupling region, but it is a connection lever connected as a connecting element therebetween.
  • the connecting lever is pivotally connected to the lever element and to one of the two input members or to the output member by means of a rotary joint.
  • a further advantageous embodiment of the embodiment described above provides that the rotary push joint have a straight-line or a curved or a slide-shaped sliding path. As already described above, the sliding path, depending on the required translation, have one of the described embodiments.
  • a further favorable embodiment provides that two of the three connecting coupling regions comprise an additional connecting lever in order to connect the lever element to two of the three links in a pivotable manner.
  • a further advantageous embodiment provides that at least two shear paths are connected to each other. This can be advantageous in production, since, for example, the machining tool does not have to be re-used for a new sliding track, but it can be incorporated, for example, in one operation, two pushers, for example by a milling process or by a punching process.
  • the rotary thrust joint comprises a sliding block and / or a sliding roller and / or a profile roller.
  • sliding blocks, casters or profiled casters is intended to further define, by way of example only, the pivotal hinge, but this is not meant to be exhaustive. Numerous embodiments of rotary thrust joints are known in the prior art, which can also be used here.
  • connection coupling region for the output element is in radia- Direction around the axis of rotation (A) seen between the connecting coupling region of the first and the second input member.
  • a hydrodynamic coupling arrangement comprising a fluid-filled or fillable housing arrangement, a pump wheel rotatable with the housing arrangement about an axis of rotation (A), a turbine wheel arranged in the housing arrangement and rotatable with an output member about the axis of rotation (A) a lockup clutch for establishing a torque transmission connection between the housing assembly and the output member, a torsional vibration damping arrangement having an input portion and an output portion, wherein between the input portion and the output portion a first torque transmission path and parallel thereto a second torque transmission path and a coupling arrangement for superimposing the torque transmitted via the torque transmission paths
  • the torsional vibration damping arrangement further comprises a phase shifter arrangement at least in the first torque transmission path sums up to produce a phase shift of rotational irregularities guided over the first torque transmission path with respect to rotational irregularities conducted via the second torque transmission path, wherein the coupling arrangement is designed as a coupling lever arrangement, as already explained above.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of the torsional vibration damping arrangement with a division of the torque transmission path into two torque transmission paths and a coupling lever arrangement
  • FIG. 3 shows a coupling lever arrangement as described in FIG. 2, but with different pusher paths
  • Fig. 1 6 a coupling lever arrangement with a connecting lever
  • FIG. 20 shows a coupling lever arrangement as described in FIG. 16, but with a second connecting lever
  • FIG. 23 shows a hydrodynamic coupling arrangement with a torsional vibration damping arrangement as described in FIG. 2;
  • Fig. 24 is a partial view of the figure 23 to illustrate a
  • Fig. 25 is a plan view of the section of Figure 24;
  • FIG. 26 shows a further embodiment of a coupling lever arrangement with two rotary thrust joints
  • FIG. 27 is a cross-section of FIG. 26; FIG.
  • FIG. 28 shows a coupling lever arrangement with connected sliding paths on the lever element
  • FIGS. 35 to 42 An embodiment of a rotary push joint
  • the figures are shown in a rest state of the coupling arrangement 61.
  • the rest state refers to the fact that the coupling arrangement transmits no torque, that is, that neither at the first input member 20, nor at the second input member 30, a torque is applied.
  • a first embodiment of a torsional vibration damping arrangement which operates on the principle of the power branching or torque diversion will be described below.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 can be arranged in a drive train, for example of a vehicle, between a drive unit, that is to say for example an internal combustion engine and the following part of the drive train, that is, for example, a friction clutch, a hydrodynamic torque converter or the like.
  • the torsional vibration damping arrangement 10, shown schematically in FIG. 1, comprises an input area, generally designated 50.
  • This input area 50 can be connected, for example, by screwing to a crankshaft of an internal combustion engine, not shown here.
  • the branch of a drive unit branches off. gregat recorded torque in a first torque transmission path 47 and a second torque transmission path 48.
  • the torque components Mal and Ma2 routed via the two torque transmission paths 47, 48 are again combined to form an output torque mouse and then forwarded to an output region 55.
  • a vibration system In the first torque transmission path 47, a vibration system, generally designated 56, is integrated.
  • the vibration system 56 is effective as a phase shifter 43 and includes a example to be connected to the drive unit primary element 1 and a torque transmitting intermediate element 2.
  • the primary element 1 against a damper element assembly 4 to the intermediate element 2 is relatively rotatable.
  • the vibration system 56 is formed in the manner of a torsional vibration damper with one or more spring sets, not shown here.
  • the masses of the primary element 1 and the intermediate element 2 as well as the stiffnesses of the spring set (s), it becomes possible to place the resonant frequency of the oscillation system 56 in a desired range to allow a favorable phase shift of torsional vibrations in the first torque transmission path to the second torque transmission path to reach.
  • the coupling arrangement 51 of the torsional vibration damping arrangement 10 is designed as a coupling lever arrangement 61 and comprises a first input member 20, a second input member 30 and an output member 40, which are better seen in Figure 2, ring-like here.
  • the joint axes B, C, and D acting therewith and the axes of rotation A (A) formed radial vectors AB, AC and AD each have a different direction.
  • the joint axes B, C, and D have different radial distances from the axis of rotation (A).
  • the torque with the torsional vibrations contained therein in the first torque transmission path 47 to the torque with the torsional vibrations contained therein in the second torque transmission path 48 undergoes a phase shift of 180 °.
  • the two torque components with the torsional vibrations contained therein are destructively superimposed in such a way that a torque without torsional vibrations is present at the output. Consequently, the lever element 5 has the task of connecting the first input member 20 to the second input member 30 in such a way that a torque without torsional vibrations is picked up at the output member 40.
  • the torsional vibrations in combination with the phase shift in the first torque transmission path produce a relative rotation about the axis of rotation (A) of the first input member 20 relative to the second input member 30.
  • the lever member 5 therefore has the task of torque in the two Drehmomentüber- transmissions together so lead that torque without torsional vibrations can be passed to the output region 55.
  • a gear ratio here by a lever ratio of the joint axes C, B and D to each other is of crucial importance.
  • the pushers 42, 46 which here in Figure 2 have a straight course, but are arranged at an angle to a connection vector BD, at the relative rotation of the first input member 20 to the second input member 30 for the output member 40 effective transmission ratio with respect to the superposition of the torsional vibrations in the two torque transmission paths are adjusted accordingly to obtain an optimal torsional vibration reduction at the output member.
  • the pusher paths are provided on the first input member 20 and on the output member 40.
  • the pushers also extend on the lever element 5. may be formed, or it may also be provided a combination. It is further stated here that on the second input member 30, the lever member 5 is pivotally connected to a rotary joint 36.
  • FIG. 2 also shows the parameters which determine the transfer function of the coupling lever arrangement. These are the radii R1 to R4, the angles ⁇ , ⁇ 1, ⁇ , ⁇ 1 and the shape and angular bearings of the pushers 42 and 46, which define the arrangement of the joints on the circumference to each other.
  • the hinge point A forms the storage described above.
  • the connecting lines between A and B and A and D are defined here as references for the angles ⁇ and ⁇ .
  • the angle - and thus the hinge points B, C and D but can also be arranged on the other side of this line, so that the arrangement in this sketch is not intended to represent a restriction on the generality.
  • FIG. 3 shows a coupling lever arrangement 61 as described in FIG. 2, but with two sliding paths 42; 46 which are formed on the lever element 5.
  • the sliding track 42 exhibits a curved course
  • the sliding track 46 has a combination of a curved and a straight course.
  • the lever member 5 is pivotally mounted by means of a rotary joint 36 to the second input member 30.
  • FIGS. 4 to 15 show the basic structure of a coupling lever assembly 61, as already described in Figures 1 to 3.
  • the lever element 5 here manufacturing advantageous simply designed as a straight-line lever, wherein the three connecting coupling portions 25; 35; 45 lie on a lever axis E.
  • This embodiment can be very cost effective. be made low-priced, since the lever member 5 has a simple geometry.
  • the pushers 42 and 46 are formed on the lever member and have a wavy course.
  • FIG. 5 show a combination of FIGS. 4 and 5.
  • FIGS. 8 to 11 show a combination of a linear progression of the trajectory with a wavy progression of the trajectory.
  • FIGS. 12 to 15 show a linear progression of the trajectory, likewise in different combinations.
  • FIG. 16 shows a coupling lever arrangement 61 in which a rotary push joint has been replaced by a pivotally mounted connecting lever 65, which is connected both to the first input member 20 and to the lever element 5 by means of a rotary joint 23; 24 is pivotally connected.
  • This compound has, as well as the rotary push joint, two degrees of freedom.
  • the thrust track 53 by means of which the output member 40 is connected to the lever element 5 here has a rectilinear course.
  • the connection of the lever member 5 with the second input member 30 is performed by a hinge.
  • the parameters which determine the transfer function of the coupling lever arrangement can also be easily recognized. These are the radii R1 to R5, the angles ⁇ , ⁇ , ⁇ 1 and the shape and angular bearings of the pusher 46, which define the arrangement of the joints at the periphery to each other.
  • FIG. 17 differs from FIG. 16 only in that the sliding path is provided on the output member 40.
  • FIGS 18 and 19 each show a coupling lever assembly 61 as shown in Figures 1 6 and 17, but with an alternatively executed pusher 46, optionally mounted on the lever member 5 or on the output member 40.
  • a coupling lever assembly 61 is shown in which two rotary thrust joints have been replaced by two connecting levers 65 and 66, each with two hinges 23; 24 and 26; 29 on the lever member 5 and on the respective member 20; 40 are pivotally mounted.
  • the lever member 5 is pivotally connected to the second input member 30 with a rotary joint 36 here.
  • FIG. 20 also shows the parameters which determine the transfer function of the coupling lever arrangement. These are the radii R1 to R7, the angles ⁇ , ⁇ .
  • FIG. 21 shows, as an alternative, that the connection of the lever element 5 takes place by means of a rotary joint with the first input member 20, whereas the connections to the second input member 30 and the output member 40 take place by means of connecting levers 67 and 66.
  • FIG. 22 shows a further alternative variant to FIGS. 20 and 21, wherein the lever element 5 is pivotably connected to the output member 40 by means of a rotary joint and the first and the second input member 20; 30 by means of a connecting lever 65; 66 are connected.
  • FIG. 23 shows a hydrodynamic coupling arrangement 80 with a torsional vibration damping arrangement 10, which as a coupling arrangement 51 is a
  • Coupling lever assembly 61 has. The construction is based on the principle of FIG. 2.
  • the torque coming from the input portion 50 passes through a via a plate carrier 84 of the lockup clutch 52 and is divided after the plate carrier 84 in a first torque transmission path 47 and a second torque transmission path 48.
  • the first torque transmission path 47 which is connected by an engine-side cover plate 85, which is non-rotatably connected to the plate carrier 84, the first torque component in an inner spring set 90 and from there mit- introduced a means of a hub member 81 in an outer spring set 91.
  • the spring sets here form a phase shifter 43.
  • From the phase shifter 43 passes the first torque component by means of an outer cover plate to a first input member 20 of the coupling lever assembly 61, which is connected by means of a rotary drive joint 21 with a lever element 5.
  • the second torque transmission path extends from the plate carrier 84 via the motor-side cover plate 85 which is rotatably connected to a bearing sleeve 26, which in turn rotatably connected to the second input member 30 of the coupling lever assembly 61 is connected and pivotally connected by means of a rotary joint 36 with the lever member 5.
  • the two input members 20; 30 connected to each other and thus the over the two torque transmission paths 47; 48 guided torque is superimposed again so that at the output member 40, the superimposed torque, in an optimal case without torsional vibrations applied.
  • the output member 40 is connected by means of a rotary thrust joint 41 with the lever element 5.
  • the output member 40 is rotatably connected by means of a flange 9 with an output hub 49, which may be connected to a transmission, not shown here.
  • the various articulated connections in the lever coupling arrangement 61 with respect to the respectively coupled with these components as low friction in the required
  • Swivel angle range can pivot.
  • the lockup clutch 52 For a case that the lockup clutch 52 is open, the torque path from the input portion 50 via a housing assembly 12 and on via a rotatably connected impeller 27. From a turbine 28, the torque passes through the rotatably connected to the pump 27 flange member 9 at an output hub 49.
  • Transmission input shaft via a bearing 72 between the output hub 49 and the bearing sleeve 73 and a radial Bearing surface between a flange 82 and the outer
  • Cover plate 34 A flying mounting of the outer cover plate 34 and the parts firmly connected to it via the rollers 70 relative to the output side would in principle also be possible.
  • An axial bearing of the primary-side parts is effected by a thrust washer 83 and a snap ring 86 which limits the movement of the bearing sleeve 73 on the motor side.
  • the secondary-side parts are supported via the outer cover plate 34 at an axial contact surface of the flange plate 82 in the direction of the motor. The axial bearing in the direction of the gearbox takes place when installed
  • FIG. 24 illustrates a section of FIG. 23 and illustrates the section of the coupling lever arrangement 61, seen in FIG. 25.
  • the coupling lever arrangement 61 with the two rotary thrust joints 21 and 41 for the first input member 20 and the output member is good 40, and the rotary joint 36 shown.
  • the rollers 70 and 71 in the respective pushers 42; 46 radially outwardly displace, for example, when the first input member 20 is rotated relative to the axis of rotation A to the second input member 30. From a rest position, in which no torque is transmitted from the input area to the output area, upon introduction of a torque into the input area, the inner and outer spring sets 90; 91 biased in the first torque transmission 47.
  • Output member 40 of the coupling lever assembly 61 is applied torque without torsional vibrations.
  • a transmission ratio in the coupling lever gear 61 can be set and it can be determined how much torque is transmitted via the two torque transmission paths 47, 48 and how the combined torque is forwarded to the output region 55.
  • the design of the pushers 42 and 46 can also be used for an effective translation at a certain angle of rotation of the first input member 20 to second input member 30. The tap is to take place at a point at which the superimposition of the two torque transmission paths extinguishing the torsional vibrations contained in the respective torques is as optimal as possible.
  • Figures 26 to 30 show a further embodiment of a coupling lever assembly 61 with a geometrically simple lever element 5 in different VerFlagen.
  • the figure 26 shows a first maximum end position in which the input member 20 is rotated maximum counterclockwise against the second input member 30, whereas in Figure 28 a maximum clockwise rotation can be seen. Both figures show a maximum operating position.
  • the lever member 5 is very simple, designed as a straight-line connecting plate. The two rollers 70, 71 of the first input member 20 and the output member 40 have reached the maximum radial position of the respective thrust path 42, 46.
  • the thrust paths 42 and 46 are designed such that in this maximum rotational state the rollers engage in the thrust path of the respective other rotary thrust joint.
  • a torque support is, however, on the push track to which the roller is assigned.
  • FIG. 29 shows an intermediate position of the lever coupling arrangement 61 and FIG. 30 a section AA in the region of the lever element 5.
  • the radially nested construction of the first input member 20, the second input member 30 and the output member 40 and the lever element is well suited 5 and the roller 71, which engages in the sliding path 42 of the first input member 20.
  • FIG. 31 shows a further embodiment of a coupling lever arrangement 61 with a lever element 5, which has a geometrically very simple design.
  • the first input member 20 is connected by means of a rotary thrust joint 21 and the output member 40 by means of a rotary thrust joint 41 with the lever member 5.
  • the second input member 30 is connected by means of a rotary joint 36 with the lever element 5.
  • This embodiment is particularly characterized in that the pushers 42 and 46 are interconnected, wherein the pusher 46 for the output member 40 shows a straight course, whereas the pusher 42 for the first input member 20 shows a curved course.
  • the connection of the two shear paths 42 and 46 may be advantageous in production, since the machining tool can process two shear paths 42 and 46 in one operation.
  • Figures 32 to 42 show various forms of rotary thrust joints with a respective cross section.
  • Figures 32 to 33 show a rotary push joint with a profile roller 1 1, which rolls on two recessed into the adjacent slide rail 42 round sections 13.
  • the round profiles 13 can be manufactured particularly economically in high accuracy. In addition, this is a way to use functional materials targeted.
  • the round profiles 13 may thus preferably be made of hardened steel, whereas a carrier element 14 may be made of cost-effective steel. cheaper, untreated steel or lightweight materials such as aluminum or plastic can be produced.
  • Figures 35 and 36 show a rotary push joint 21 Figure 19 in a comparatively simple, inexpensive design, with a sliding block 15, which is preferably made of a friction-optimized plastic. This ensures on the one hand a low friction on the thrust track 42, i. opposite the adjacent slide and on the other hand with respect to a bolt 1 6, which represents the hinge axis, for example B.
  • Figures 37 and 38 show a further friction-optimized variant of the sliding block 15, in which the rotational movement is guided by a rolling bearing 17. This is especially advantageous if, at a rotary push joint, the proportion of the rotational movement and thus also the friction caused in this case is large compared to the friction influence of the translatory movement.
  • Figures 39 and 40 show a roller 70. This may optionally be slidably mounted relative to the pin 1 6, or rigidly connected thereto, in which case the rotational degree of freedom is achieved by the mounting of the bolt 1 6 relative to the adjacent component (not shown). By a rolling movement between roller 70 and the sliding path, the friction against a solution with sliding block is significantly reduced.
  • roller 70 and multi-curved profiles are traversed, so that this solution is particularly suitable for curve joints.
  • Figures 41 and 42 show a roller bearing roller 70 mounted roller, in order to reduce the friction against the slide bearing roller again.
  • FIGS. 43 and 44 show a schematic structure of a lever head pelgetriebes 61 with so-called 7 members.
  • the 7 links consist of joint 101, first input member 102, first lever 103, second input member 104, coupling 105, second lever 106, output member 107.
  • the degree of freedom of these arrangements can be calculated according to the following formula:
  • n number of links
  • one of the remaining NEN joints are designed such that it allows a degree of freedom of 2.
  • the rotary push joint or the curve joint come under the flat joints in question.
  • joints with the degree of freedom 2 can be used.
  • the lever coupling arrangement in the torsional vibration reduction of a motor vehicle drive train, however, only meaningful solutions arise when these joints between one of the input or output members and the coupling are arranged. Between the input and output links and the frame only swivel joints are useful.
  • FIGS. 45 to 50 show a 6-membered lever coupling gear 61, that is to say a lever coupling arrangement reduced by one member, as shown in FIGS. 43 and 44, in various design variants. This is done by the use of a joint with a degree of freedom 2 (rotary thrust or curve joint) to reduce the number of gear members of 7, which corresponds to the prior art, to 6.
  • each of the variants illustrated in FIGS. 45 to 50 again results in two sub-variants, which differ in terms of which of the adjacent links the thrust axis and the axis of rotation of the joint are connected to.
  • FIGS. 54 to 56 show further alternative embodiments of lever coupling arrangements 61. So it is possible to replace a joint with degree of freedom 1 by 2 joints with degree of freedom 2. In FIG. 16 this is shown for the five-membered mechanisms. Here, the single pivot is replaced by two rotary joints, without increasing the number of links.
  • the variant shown in FIG. 57 arises from the fact that a rotary joint is replaced by a rotary shear and a cam joint 109.
  • a rotary joint is replaced by a rotary shear and a cam joint 109.
  • the design of the curved joint 109 thus creates a further constructive parameters with which the transmission behavior of the coupling lever assembly 61 can be influenced.
  • FIGS. 58 to 65 show a symmetrical support
  • FIGS. 66 to 73 show a one-sided support
  • FIGS. 74 to 79 show mixed forms, which however make no claim to completeness of the possible embodiments.
  • the mixed forms of Figures 74 to 77 each have the advantages that in the region of the joint between the second input member 104 and the coupling 105, where lower forces tend to be transmitted, the space-saving one-sided storage is applied.
  • there is a symmetrical bearing with the advantages of more favorable load bearing and rigidity application.
  • the arrangement in FIG. 76 has the advantage that the two input members 102 and 104 are not shown in the region of the input region 55, ie in the region of a drive unit, and the output member 107 is not in the region of the output region 55, ie in the region of, for example, a transmission shown, can be connected without
  • the individual hinge points have a larger radial space available without collisions can occur when pivoting.
  • the advantage of more radial space for the joints also have the arrangements in Figures 77, 78 and 79, but in combination with a symmetrical support, at least the higher-loaded joints. If one of the joints is not symmetrically supported, it is useful for optimizing the force flow in the coupling to establish connections between the two parts of the coupling, even outside the bearing axes. These connections can, as shown radially between two gear members or on the same radius done by corresponding recesses in the components.

Abstract

Drehschwingungsdämpfungsanordnung, insbesondere für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs Eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung, insbesondere für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfasst einen zur Drehung um eine Drehachse (A) anzutreibenden Eingangsbereich (50) und einen Ausgangsbereich (55), wobei zwischen dem Eingangsbereich (50) und dem Ausgangsbereich (55) ein erster Drehmomentübertragungsweg (47) und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg (48) sowie eine Koppelanordnung (51) vorgesehen sind, wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg (47) eine Phasenschieberanordnung (43) vorgesehen ist, wobei die Koppelanordnung (51) als eine Koppelhebelanordnung (61) ausgebildet ist, wobei die Koppelhebelanordnung (61) ein erstes Eingangsglied (20), ein zweites Eingangsglied (30, ein Ausgangsglied (40) und zumindest ein Hebelelement (50) umfasst, wobei das Hebelelement (50) mit dem ersten und dem zweiten Eingangsglied (20; 30) und dem Ausgangsglied (40) mittels eines ersten, eines zweiten und eines dritten Verbindungskoppelbereichs (25; 35; 45) unter Bildung einer ersten, einer zweiten und einer dritten Gelenkachse (B; C; D) schwenkbar verbunden sind, wobei in einem Zustand in dem kein Drehmoment von dem Eingangsbereich (50) zu dem Ausgangsbereich (55) übertragen wird, einer der drei Radialvektoren (AB; AC; AD) zu wenigstens einem der anderen der drei Radialvektoren (AB; AC; AD) eine unterschiedliche Richtung aufweist.

Description

Drehschwinqunqsdämpfunqsanordnunq, insbesondere
für den Antriebsstranq eines Fahrzeugs
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Drehschwingungsdämpfungsanord- nung, insbesondere für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse anzutreibenden Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg sowie eine Koppelanordnung zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente vorgesehen sind, wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg eine Phasenschieberanordnung zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleich- förmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist.
Aus der deutschen Patentanmeldung DE10201 1086982 A1 ist eine Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung bekannt, welche das in einen Eingangsbereich beispielsweise durch eine Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine eingeleitete Drehmoment in einen über einen ersten Drehmomentübertragungsweg übertragenen Drehmomentenanteil und einen über einen zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehmomentenanteil aufteilt. Bei dieser Drehmomentenaufteilung wird nicht nur ein statisches Drehmoment aufgeteilt, sondern auch die im zu übertragenen Drehmoment enthaltenen Schwingungen bzw. Drehungleichförmigkeiten, beispielsweise generiert durch die periodisch auftretenden Zündungen in einer Brennkraftmaschine, werden anteilig auf die beiden Drehmomentübertragungswege aufgeteilt. Dabei ist die Koppelanordnung als eine Koppelhebelanordnung ausgebildet, die die über die beiden Drehmomentübertragungswege übertragenen Drehmomentenanteile wieder zusammengeführt und dann als ein Gesamtdrehmoment in den Ausgangsbereich, beispielsweise eine Reibungskupplung oder dergleichen, einleitet. In zumindest einem der Drehmomentübertragungswege ist eine Phasenschieberanordnung vorgesehen, welche nach Art eines Schwingungsdämpfers, also mit einer Primärseite und einer durch die Kompressibilität einer Federanordnung bezüglich dieser drehbaren Sekundärseite, aufgebaut ist. Insbesondere dann, wenn dieses Schwingungssystem in einen überkritischen Zustand übergeht, also mit Schwingungen angeregt wird, die über der Resonanzfrequenz des Schwingungssystems liegen, tritt eine Phasenverschiebung von bis zu 180° auf. Dies bedeutet, dass bei maximaler Phasenverschiebung die vom Schwingungssystem abgegebenen Schwingungsanteile bezüglich der vom Schwingungssystem aufgenommenen Schwingungsanteile um 180° phasenverschoben sind. Da die über den anderen Drehmomentübertragungsweg geleiteten Schwingungsanteile keine oder ggf. eine andere Phasenverschiebung erfahren, können die in den zusammengeführten Drehmomentenanteilen enthaltenen und bezüglich einander dann phasenverschobenen Schwingungsanteile einander destruktiv überlagert werden, so dass im Idealfall das in den Ausgangsbereich eingeleitete Gesamtdrehmoment einem ein im Wesentlichen keine Schwingungsanteile enthaltenes statisches Drehmoment ist.
Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Drehschwingungsdämp- fungsanordnung vorzusehen, welche bei einfachem Aufbau ein verbessertes Schwingungsdämpfungsverhalten aufweist. Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung für einen Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse (A) anzutreibenden Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich zueinander parallel ein erster Drehmomentübertragungsweg zur Übertragung eines ersten Drehmomentanteils und ein zweiter Drehmomentübertragungsweg zur Übertragung eines zweiten Drehmomentanteils eines zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich zu übertragenden Gesamtdrehmomentes vorgesehen sind, eine Phasenschieberanordnung wenigs- tens im ersten Drehmomentübertragungsweg, wobei die Phasenschieberanordnung ein Schwingungssystem mit einer Primärseite und einer gegen die Rückstellwirkung einer Dämpferelementanordnung bezüglich der Primärseite um die Drehachse (A) drehbaren Sekundärseite umfasst,
eine Koppelanordnung zur Zusammenführung des über den ersten Drehmomentübertragungsweg übertragenen ersten Drehmomentanteils und des über den
zweiten Drehmomentübertragungsweg übertragenen zweiten Drehmomentanteils, wobei die Koppelanordnung als eine Koppelhebelanordnung ausgebildet ist, wobei die Koppelhebelanordnung ein erstes Eingangsglied, verbunden mit dem ersten Drehmomentübertragungsweg, ein zweites Eingangsglied, verbunden mit dem zweiten Drehmomentübertragungsweg, ein Ausgangsglied, verbunden mit dem Ausgangsbereich und zumindest ein Hebelelement umfasst, wobei das Hebelelement mit dem ersten und dem zweiten Eingangsglied und dem Ausgangsglied mittels eines ersten, eines zweiten und eines dritten Verbindungskoppelbereichs unter Bildung einer ersten, einer zweiten und einer dritten Gelenkachse (B; C; D) schwenkbar verbunden ist, wobei die Drehachse (A) mit der Gelenkachse (B) einen ersten Radialvektor AB bildet und die Drehachse (A) mit dem Gelenkpunkt (C) einen zweiten Radialvektor AC bildet und die Drehachse (A) mit dem Gelenkpunkt (D) einen dritten Radialvektor AD bildet, wobei in einem Zustand in dem kein Drehmoment von dem Eingangsbereich zu dem Ausgangsbereich übertragen wird, einer der drei Radialvektoren (AB; AC; AD) zu wenigstens einem der anderen der drei Radialvektoren (AB; AC; AD) - eine unterschiedliche Richtung aufweist.
Demzufolge haben maximal zwei Radialvektoren einen gemeinsamen Richtungsvektor.
Es kann aber auch eine Ausführungsform vorliegen, bei der jeder der drei Radialvektoren eine unterschiedliche Richtung aufweist. Beide Varianten können sich vorteilhaft auf einen Kraftfluss in der Koppelhebelanordnung bei Einleitung eines Drehmoments auswirken. Dadurch wird auch eine Dauerhaltbarkeit der Koppelhebelanordnung positiv beeinflusst, da die Kraftein- leitungsrichtungen in die Koppelhebelanordnung bei Einleitung des Drehmoments vorteilhaft ausgeführt sind. Die Verbindungskoppelbereiche sind Bereiche, in die zwei Eingangslieder und das Ausgangsglied mit dem Hebelelement schwenkbar verbunden sind. Diese schwenkbare Verbindung erfolgt vorteilhaft durch einen Gelenkbolzen. Dabei kann der Gelenkbolzen drehfest mit dem Hebelelement oder mit einem der Eingangsglieder oder dem Ausgangsglied verbunden sein.
Eine vorteilhafte Ausführungsform sieht vor, dass zwei der drei Verbindungskoppelbereiche als ein Drehschubgelenk ausgebildet sind. Durch eine relative Verdrehung der beiden Eingangsglieder zueinander ändert sich auch die Richtung zumindest einer der Radialvektoren AB und oder AC, was zur Folge hat, dass das Hebelelement diese Richtungsänderung geometrisch durch zwei Drehschubgelenke an den Verbindungskoppelbereichen kompensieren muss, damit das Hebelelement die relative Verdrehung der beiden Eingangsglieder zueinander nicht blockiert. Auch hier kann sich der Drehschubbereich entweder am Hebelelement oder an einem der Glieder befinden. Dies bedeutet, dass entweder der Gelenkbolzen drehfest am Hebelelement befestigt ist und die Schubbahn sich an einem der Glieder befindet, oder dass der Gelenkbolzen drehfest an einem der Glieder sich befindet und die Schubbahn am Hebelelement ausgeführt ist. Es kann herstellungstechnische Gründe haben, eine der beiden Gelenkvarianten auszuführen.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform weisen die Drehschubgelenke eine geradlinige und oder eine gekrümmte und oder eine kulissenförmi- gen Schubbahn auf. Die geradlinige Schubbahn zeichnet sich dadurch aus, dass die für beiden Teile des Gelenks wirksame Gelenkachse des Drehschubgelenks sich bei einer relativen Verdrehung der beiden Eingangsglieder kontinuierlich in Bezug auf das eine Drehgelenk radial verändern kann. Dabei kann die Schubbahn im Verhältnis zu einem Radialvektor CB oder CD parallel oder auch in einem Winkel verlaufen. Die Schubbahn verläuft jedoch geradlinig. Weiter kann eine Schubbahn auch gekrümmt sein. Dies kann in Form einer Kreisform, also eine gleichmäßig kontinuierliche Krümmung oder auch eine ovale Form oder eine Kombination aus beidem sein. Auch ist es möglich die gekrümmte Schubbahn mit einer geradlinigen Schubbahn zu kombinieren um dadurch eine kulissenartige Bahnform zu bekommen. Allen Ausführungsformen ist jedoch gleich, dass durch die Schubbahn der wirksame Gelenkpunkt in der Koppelhebelanordnung verändert wird und dadurch auch ein Übersetzungsverhältnis oder besser gesagt ein Hebelübersetzungsverhältnis geändert werden kann. Somit kann je nach einer relativen Verdrehung der beiden Eingangsglieder das am Ausgangsglied wirkende Übersetzungsverhältnis vorteilhaft für eine Schwingungsreduzierung verändert werden.
Weiter kann es vorteilhaft sein, dass eines der drei Verbindungskoppelbereiche als ein Drehschubgelenk ausgebildet ist und dass einer der zwei weiteren Verbindungskoppelbereiche einen zusätzlichen Verbindungshebel um- fasst, um das Hebelelement mit einem der zwei Eingangsglieder oder dem Ausgangsglied schwenkbar miteinander zu verbinden. Dadurch wird das Hebelelement in einem Verbindungskoppelbereich nicht direkt mit einem der drei Glieder schwenkbar verbunden, sondern es wird ein Verbindungshebel als ein Verbindungselement dazwischen geschaltet. Dabei wird der Verbindungshebel an das Hebelelement und an eines der beiden Eingangsglieder oder an das Ausgangsglied jeweils mittels eines Drehgelenks schwenkbar verbunden. Durch die Verwendung eines Verbindungshebels kann ein obig beschriebenes Drehschubgelenk ersetzt werden, da diese Verbindungsart ebenfalls zwei Freiheitsgrade aufweist.
Eine weitere vorteilhafte Ausführungsform zu der vorangehend beschriebenen Ausführungsform sieht vor, dass das Drehschubgelenk eine geradlinige oder eine gekrümmte oder eine kulissenförmigen Schubbahn aufweisen. Wie auch schon vorangehend beschrieben, kann die Schubbahn, je nach der geforderten Übersetzung, eine der beschriebenen Ausführungsformen aufweisen. Eine weitere günstige Ausführungsform sieht vor, dass zwei der drei Verbindungskoppelbereiche einen zusätzlichen Verbindungshebel umfassen, um das Hebelelement mit zwei der drei Glieder schwenkbar zu verbinden. Durch die Verwendung von zwei Verbindungshebeln an zwei Verbindungskoppelbereichen können zwei Drehschubgelenke ersetzt werden, da auch, wie schon erwähnt, die Verbindung mittels Verbindungshebeln ebenfalls zwei Freiheitsgrade wie auch ein Drehschubgelenk besitzt.
Eine weitere vorteilhafte Ausführungsform sieht vor, dass zumindest zwei Schubbahnen miteinander verbunden sind. Dies kann vorteilhaft bei der Produktion sein, da beispielsweise das Bearbeitungswerkzeug nicht für eine neue Schubbahn wieder angesetzt werden muss, sondern es können beispielsweise in einem Arbeitsgang zwei Schubbahnen eingearbeitet, beispielsweise durch einen Fräsvorgang oder durch einen Stanzvorgang, werden.
Eine weitere günstige Ausführungsform sieht vor, dass das Drehschubgelenk einen Gleitstein und oder eine Gleitrolle und oder eine Profillaufrolle umfasst. Hier sei bei der Verwendung auf den Stand der Technik verwiesen. Die Verwendung von Gleitsteinen, Gleitrollen oder Profillaufrollen soll nur beispielhaft das Drehschubgelenk näher definieren, jedoch soll dies nicht abschließend sein. Im Stand der Technik sind zahlreiche Ausführungsformen zu Drehschubgelenken bekannt, die auch hier zur Anwendung kommen können.
Eine weitere vorteilhafte Ausführungsvariante sieht vor, dass die drei Verbindungskoppelbereiche einen unterschiedlichen radialen Abstand zur Drehachse A haben. Dabei kann die radiale Position der Verbindungskoppelbereiche durch die jeweiligen Gelenkachsen genau definiert werden. Vorteilhaft befindet sich der Verbindungskoppelbereich für das Ausgangsglied in radia- ler Richtung um die Drehachse (A) gesehen zwischen dem Verbindungskoppelbereich des ersten und des zweiten Eingangsgliedes.
Weiter wird eine hydrodynamische Koppelanordnung beansprucht, insbesondere ein Drehmomentwandler, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung, ein mit der Gehäuseanordnung um eine Drehachse (A) drehbares Pumpenrad, ein in der Gehäuseanordnung angeordnetes und mit einem Abtriebsorgan um die Drehachse (A) drehbares Turbinenrad, eine Überbrückungskupplung zur Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen der Gehäuseanordnung und dem Abtriebsorgan, eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Eingangsbereich und einem Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg sowie eine Koppelanordnung zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente vorgesehen sind, wobei die Drehschwingungsdämp- fungsanordnung ferner wenigstens im ersten Drehmomentübertragungsweg eine Phasenschieberanordnung umfasst zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten, wobei die Koppelanordnung als eine Koppelhebelanordnung, wie voranstehend bereits ausgeführt, ausgestaltet ist.
Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren detailliert beschrieben. Es zeigt:
Fig. 1 eine schematische Darstellung der Drehschwingungsdämp- fungsanordnung mit einer Aufteilung des Drehmomentübertragungsweges in zwei Drehmomentübertragungswege und einer Koppelhebelanordnung;
Fig. 2 einen Ausschnitt der in Fig. 1 beschriebenen Koppelhebela- nordnung;
Fig. 3 eine Koppelhebelanordnung wie in Fig. 2 beschrieben, jedoch mit unterschiedlichen Schubbahnen;
Fig. 4 bis Fig. 15
eine Koppelhebelanordnung wie in Fig. 3 beschrieben, jedoch mit verschiedenen Ausführungsformen und Kombinationen von Schubbahnen;
Fig. 1 6 eine Koppelhebelanordnung mit einem Verbindungshebel;
Fig. 17 bis Fig. 19
eine Koppelhebelanordnung wie in Fig. 1 6 beschrieben, jedoch mit alternativ ausgestalteten Schubbahn;
Fig. 20 eine Koppelhebelanordnung wie in der Fig. 1 6 beschrieben, jedoch mit einem zweiten Verbindungshebel;
Fig. 21 bis Fig. 22
Eine Koppelhebelanordnung wie in Fig. 20 beschrieben, jedoch mit alternativen Ausgestaltungsformen;
Fig. 23 eine Hydrodynamische Koppelanordnung mit einer Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung wie in Fig. 2 beschrieben;
Fig. 24 eine Teilansicht aus der Figur 23 zur Verdeutlichung eines
Querschnittes;
Fig. 25 Draufsicht auf den Schnitt aus Figur 24;
Fig. 26 eine weitere Ausführungsform eines Koppelhebelanordnung mit zwei Drehschubgelenken;
Fig. 27 ein Querschnitt aus der Figur 26;
Fig. 28 eine Koppelhebelanordnung mit verbundenen Schubbahnen am Hebelelement;
Fig. 29 bis 31
verschiedene Winkelstellungen der Koppelhebelanordnung aus Fig. 28;
Fig. 32 bis 34
Eine Ausführungsform eines Drehschubgelenkes; Fig. 35 bis 42
alternative Ausführungsformen von Drehschubgelenken mit dazugehörigen Querschnitten;
Fig. 43 bis 57
alternative Schaltungskombinationen für eine Koppelhebelanordnung;
Fig. 58 bis 79
alternative Anordnungen der Komponenten der Koppelhebelanordnung.
Vorangehend sei zu den Figuren angemerkt, dass, soweit in der Figurenbeschreibung keine anderen Angaben gemacht werden, die Figuren in einem Ruhezustand der Koppelanordnung 61 dargestellt sind. Dabei bezieht sich der Ruhezustand darauf, dass die Koppelanordnung kein Drehmoment überträgt, das heißt, dass weder an dem ersten Eingangsglied 20, noch an dem zweiten Eingangsglied 30 ein Drehmoment anliegt.
Mit Bezug auf die Figur 1 wird nachfolgend eine erste Ausgestaltungsform einer allgemein mit 10 bezeichneten Drehschwingungsdämpfungsanordnung beschrieben, welche nach dem Prinzip der Leistungs- bzw. Drehmomenten- aufzweigung arbeitet. Die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 kann in einem Antriebsstrang beispielsweise eines Fahrzeugs zwischen einem Antriebsaggregat, also beispielsweise einer Brennkraftmaschine und dem folgenden Teil des Antriebsstrangs, also beispielsweise einer Reibungskupplung, einem hydrodynamischen Drehmomentwandler oder dergleichen, angeordnet werden.
Die in der Figur 1 schematisch dargestellte Drehschwingungsdämpfungsan- ordnung 10 umfasst einen allgemein mit 50 bezeichneten Eingangsbereich. Dieser Eingangsbereich 50 kann beispielsweise durch Verschraubung an eine Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, hier nicht dargestellt, angebunden werden. Im Eingangsbereich 50 zweigt sich das von einem Antriebsag- gregat aufgenommene Drehmoment in einen ersten Drehmomentübertragungsweg 47 und einen zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 auf. Im Bereich einer allgemein mit 51 bezeichneten Koppelanordnung werden die über die beiden Drehmomentübertragungswege 47, 48 geleiteten Drehmomentanteile Mal und Ma2 wieder zu einem Ausgangsdrehmoment Maus zusammengeführt und dann zu einem Ausgangsbereich 55 weitergeleitet.
In dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47 ist ein allgemein mit 56 bezeichnetes Schwingungssystem integriert. Das Schwingungssystem 56 ist als Phasenschieberanordnung 43 wirksam und umfasst eine beispielsweise an das Antriebsaggregat anzubindendes Primärelement 1 sowie eine das Drehmoment weiterleitende Zwischenelement 2. Dabei ist das Primärelement 1 gegen eine Dämpferelementanordnung 4 zu dem Zwischenelement 2 relativ verdrehbar.
Aus der vorangehenden Beschreibung wird erkennbar, dass das Schwingungssystem 56 nach Art eines Torsionsschwingungsdämpfers mit einem oder mehreren Federsätzen, hier nicht dargestellt, ausgebildet ist. Durch eine Auswahl der Massen des Primärelements 1 und des Zwischenelements 2 sowie auch der Steifigkeiten des oder der Federsätze wird es möglich, die Resonanzfrequenz des Schwingungssystems 56 in einen gewünschten Bereich zu legen, um eine günstige Phasenverschiebung von Drehschwingungen im ersten Drehmomentübertragungsweg zu dem zweiten Drehmomentübertragungsweg zu erreichen.
Die Koppelanordnung 51 der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 ist als Koppelhebelanordnung 61 ausgebildet und umfasst ein erstes Eingangs- glied 20, ein zweites Eingangsglied 30 und ein Ausgangsglied 40, die, besser zu sehen in Figur 2, ringartige hier ausgebildet sind. Die Verbindung der drei Glieder 20, 30 und 40 erfolgt über ein Hebelelement 5, das mittels drei Verbindungskoppelbereiche 25, 35 und 45 schwenkbar verbunden sind. Die dabei wirksamen Gelenkachsen B, C, und D und die mit der Drehachse (A) ge- bildeten Radialvektoren AB, AC und AD haben jeweils eine unterschiedliche Richtung. Dabei haben die Gelenkachsen B, C, und D unterschiedliche radiale Abstände zur Drehachse (A). In einem optimalen Fall erfährt das Drehmoment mit den darin enthaltenen Drehschwingungen im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 zu dem Drehmoment mit den darin enthaltenen Drehschwingungen im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 eine Phasenverschiebung von 180°. Bei einer gleichen Amplitude vorausgesetzt überlagern sich die beiden Drehmomentanteile mit den darin enthaltenen Drehschwingungen destruktiv in der Form, dass am Ausgang ein Drehmoment ohne Drehschwingungen anliegt. Das Hebelelement 5 hat folglich die Aufgabe, das erste Eingangsglied 20 mit dem zweiten Eingangsglied 30 so zu verbinden, dass an dem Ausgangsglied 40 ein Drehmoment ohne Drehschwingungen abgegriffen wird. Die Drehschwingungen in Kombination mit der Phasenverschiebung im ersten Drehmomentübertragungsweg erzeugen eine relative Verdrehung um die Drehachse (A) des ersten Eingangsgliedes 20 im Verhältnis zu dem zweiten Eingangsglied 30. Das Hebelelement 5 hat daher die Aufgabe das Drehmoment in den zwei Drehmomentüber- tragunsgwegen so zusammen zu führen, dass ein Drehmoment ohne Drehschwingungen an den Ausgangsbereich 55 geleitet werden kann. Dabei ist ein Übersetzungsverhältnis, hier durch ein Hebelverhältnis der Gelenkachsen C, B und D zueinander von entscheidender Bedeutung. Durch eine entsprechende Ausgestaltung der Schubbahnen 42, 46, die hier in der Figur 2 einen geradlinigen Verlauf aufweisen, aber unter einem Winkel zu einem Verbindungsvektor BD angeordnet sind, kann bei der relativen Verdrehung des erste Eingangsgliedes 20 zu dem zweiten Eingangsglied 30 das für das Ausgangsglied 40 wirksame Übersetzungsverhältnis in Bezug auf die Überlagerung der Drehschwingungen in den beiden Drehmomentübertragungswegen entsprechend eingestellt werden, um eine optimale Drehschwingungsreduzierung am Ausgangsglied zu erhalten. In dieser konkreten Ausführungsform in Figur 2 sind die Schubbahnen an dem ersten Eingangs- glied 20 und an dem Ausgangsglied 40 vorgesehen. Nachfolgend wird noch gezeigt werden, dass die Schubbahnen auch an dem Hebelelement 5 aus- gebildet sein können, oder es kann auch eine Kombination vorgesehen sein. Weiter ist hier ausgeführt, dass an dem zweiten Eingangsglied 30 das Hebelelement 5 mit einem Drehgelenk 36 schwenkbar verbunden ist.
In der Figur 2 sind auch die Parameter zu erkennen, welche die Übertragungsfunktion der Koppelhebelanordnung bestimmen. Dies sind die Radien R1 bis R4, die Winkel ß, ß1 , γ, γ 1 sowie die Form und Winkellager der Schubbahnen 42 und 46, welche die Anordnung der Gelenke am Umfang zueinander definieren. Der Gelenkpunkt A bildet die oben beschriebene Lagerung. Die Verbindungslinien zwischen A und B und A und D sind hier als Bezug für die Winkel ß und γ definiert. Die Winkel - und somit die Gelenkpunkte B, C und D können aber auch auf der jeweils anderen Seite dieser Linie angeordnet sein, so dass die Anordnung in dieser Skizze keine Einschränkung der Allgemeinheit darstellen soll.
Um das Übertragungsverhalten des Koppelgetriebes für die Leistungsverzweigung zu beeinflussen, kann nicht nur die Parametrierung dieser Schaltung verändert werden, sondern auch deren Topologie.
Die Figur 3 zeigt eine Koppelhebelanordnung 61 wie in Fig. 2 beschrieben, jedoch mit zwei Schubbahnen 42; 46 die an dem Hebelelement 5 ausgebildet sind. In einer Abwandlung zu der Figur 2 zeigt die Schubbahn 42 einen gekrümmten Verlauf, wohingegen die Schubbahn 46 eine Kombination aus einem gekrümmten und einem geradlinigen Verlauf hat. Auch hier ist das Hebelelement 5 mittels eines Drehgelenks 36 an dem zweiten Eingangsglied 30 schwenkbar befestigt.
Die Figuren 4 bis 15 zeigen vom prinzipiellen Aufbau eine Koppelhebelanordnung 61 , wie in den Figuren 1 bis 3 bereits beschrieben. Jedoch ist das Hebelelement 5 hier herstellungstechnisch vorteilhaft einfach als ein geradliniger Hebel ausgeführt, bei dem die drei Verbindungskoppelbereiche 25; 35; 45 auf einer Hebelachse E liegen. Diese Ausführungsform kann sehr kos- tengünstig hergestellt werden, da das Hebelelement 5 eine einfache Geometrie hat. In der Figur 4 sind die Schubbahnen 42 und 46 an dem Hebelelement ausgebildet und weisen einen welligen Verlauf auf. Bei der Figur 5 sind die Schubbahnen 42 und 46 an dem ersten Eingangsglied 20 und an dem Ausgangsglied 40 ausgebildet. Die Figur 6 und 7 zeigen eine Kombination von Figur 4 und 5. Die Figuren 8 bis 1 1 zeigen eine Kombination eines geradlinigen Schubbahnverlaufes mit einem welligen Schubbahnverlauf. Wohingegen die Figuren 12 bis 15 einen geradlinigen Schubbahnverlauf, ebenfalls in verschiedenen Kombinationen zeigen.
Die Figur 1 6 zeigt eine Koppelhebelanordnung 61 , bei der ein Drehschubgelenk durch einen schwenkbar gelagerten Verbindungshebel 65 ersetzt wurde, der sowohl mit dem ersten Eingangsglied 20 als auch mit dem Hebelelement 5 mittels eines Drehgelenks 23; 24 schwenkbar verbunden ist. Diese Verbindung weist, wie auch das Drehschubgelenk, zwei Freiheitsgrade auf. Die Schubbahn 53, mittels derer das Ausgangsglied 40 mit dem Hebelelement 5 verbunden ist weist hier einen geradlinigen Verlauf auf. Die Verbindung des Hebelelements 5 mit dem zweiten Eingangsglied 30 ist durch ein Drehgelenk ausgeführt. In der Figur 1 6 sind auch gut die Parameter zu erkennen, welche die Übertragungsfunktion der Koppelhebelanordnung bestimmen. Dies sind die Radien R1 bis R5, die Winkel ß, γ, γ 1 sowie die Form und Winkellager der Schubbahn 46, welche die Anordnung der Gelenke am Umfang zueinander definieren.
Die Figur 17 unterscheidet sich zu der Figur 1 6 lediglich darin, dass die Schubbahn an dem Ausgangsglied 40 vorgesehen ist.
Die Figuren 18 und 19 zeigen jeweils eine Koppelhebelanordnung 61 wie in den Figuren 1 6 und 17 dargestellt, jedoch mit einer alternativ ausgeführten Schubbahn 46, wahlweise am Hebelelement 5 oder an dem Ausgangsglied 40 angebracht. Bei der Figur 20 ist eine Koppelhebelanordnung 61 gezeigt, bei der zwei Drehschubgelenke durch zwei Verbindungshebel 65 und 66 ersetzt wurden, die jeweils mit zwei Drehgelenken 23; 24 und 26; 29 an dem Hebelelement 5 und an dem jeweiligen Glied 20; 40 schwenkbar befestigt sind. Das Hebelelement 5 ist hier mit einem Drehgelenk 36 schwenkbar mit dem zweiten Eingangsglied 30 verbunden. In der Figur 20 sind auch die Parameter zu erkennen, welche die Übertragungsfunktion der Koppelhebelanordnung bestimmen. Dies sind die Radien R1 bis R7, die Winkel ß, γ.
Die Figur 21 zeigt alternativ, dass die Verbindung des Hebelelements 5 mittels eines Drehgelenks mit dem ersten Eingangsglied 20 erfolgt, wohingegen die Verbindungen mit dem zweiten Eingangsglied 30 und dem Ausgangsglied 40 mittels Verbindungshebel 67 und 66 erfolgt.
Die Figur 22 zeigt eine weitere alternative Variante zu den Figuren 20 und 21 , wobei das das Hebelelement 5 mit dem Ausgangsglied 40 mittels eines Drehgelenks schwenkbar verbunden ist und das erste und das zweite Eingangsglied 20; 30 mittels eines Verbindungshebels 65; 66 verbunden sind.
Die Figur 23 zeigt eine hydrodynamische Koppelanordnung 80 mit einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10, die als Koppelanordnung 51 eine
Koppelhebelanordnung 61 besitzt. Die Konstruktion beruht auf dem Prinzip aus Figur 2.
Für einen Fall, dass eine Wandlerüberbrückungskupplung 52 geschlossen ist verläuft das vom Eingangsbereich 50 kommende Drehmoment über die über einen Lamellenträger 84 der Wandlerüberbrückungskupplung 52 und wird nach dem Lamellenträger 84 in einen ersten Drehmomentübertragungsweg 47 und in einen zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 aufgeteilt. Im ersten Drehmomentübertragungsweg 47, der von einem motorseitige Deckblech 85, der drehfest mit dem Lamellenträger 84 verbunden ist, wird der erste Drehmomentanteil in einen inneren Federsatzes 90 und von dort mit- tels eines Nabenelements 81 in einen äußeren Federsatz 91 eingeleitet. Die Federsätze bilden hier eine Phasenschieberanordnung 43. Von der Phasenschieberanordnung 43 gelangt der erste Drehmomentanteil mittels eines äußeren Deckblechs an ein erstes Eingangsglied 20 der Koppelhebelanordnung 61 , das mittels eines Drehschubgelenks 21 mit einem Hebelelement 5 verbunden ist. Der zweite Drehmomentübertragungsweg verläuft von dem Lamellenträger 84 über das motorseitige Deckblech 85, das drehfest mit einer Lagerhülse 26 verbunden ist, die wiederum drehfest mit dem zweiten Eingangselement 30 der Koppelhebelanordnung 61 in Verbindung steht und mittels eines Drehgelenks 36 mit dem Hebelelement 5 schwenkbar verbunden ist. An dem Hebelelement 5 werden die beiden Eingangsglieder 20; 30 miteinander verbunden und folglich das über die beiden Drehmomentübertragungswege 47; 48 geleitete Drehmoment wieder so überlagert, dass an dem Ausgangsglied 40 das überlagerte Drehmoment, in einem optimalen Falle ohne Drehschwingungen, anliegt. Dabei ist das Ausgangsglied 40 mittels eines Drehschubgelenks 41 mit dem Hebelelement 5 verbunden. Das Ausgangsglied 40 ist dabei drehfest mittels eines Flanschelements 9 mit einer Abtriebsnabe 49 verbunden, die mit einem Getriebe, hier nicht dargestellt, verbunden sein kann. Grundsätzlich sollten die verschiedenen Gelenkverbindungen in der Hebelkoppelanordnung 61 bezüglich der mit diesen jeweils gekoppelten Bauteile möglichst reibungsarm im erforderlichen
Schwenkwinkelbereich verschwenken können.
Für einen Fall, dass die Wandlerüberbrückungskupplung 52 geöffnet ist, verläuft der Drehmomentweg von dem Eingangsbereich 50 über eine Gehäuseanordnung 12 und weiter über ein damit drehfest verbundenes Pumpenrad 27. Von einem Turbinenrad 28 gelangt das Drehmoment über das mit dem Pumpenrad 27 drehfest verbundene Flanschelement 9 an eine Abtriebsnabe 49.
Die radiale Lagerung der Koppelhebelanordnung 61 gegenüber der
Getriebe-Eingangswelle, hier nicht dargestellt, erfolgt über ein Lager 72 zwischen der Abtriebsnabe 49 und der Lagerhülse 73 und über eine radiale Lagerfläche zwischen einem Flanschblech 82 und dem äußeren
Deckblech 34. Eine fliegende Lagerung des äußeren Deckblechs 34 und der mit ihm fest verbundenen Teile über die Laufrollen 70 gegenüber der Abtriebsseite wäre prinzipiell auch möglich.
Eine axiale Lagerung der primärseitigen Teile erfolgt durch eine Anlaufscheibe 83 und einen Sprengring 86, welche die Bewegung der Lagerhülse 73 motorseitig begrenzt. Die sekundärseitigen Teile werden über das äußere Deckblech 34 an einer axialen Anlauffläche des Flanschbleches 82 in Richtung Motor abgestützt. Die axiale Lagerung in Richtung Getriebe erfolgt im eingebauten Zustand
Die Figur 24 stellt einen Ausschnitt aus der Figur 23 dar und verdeutlicht den Schnittbereich der Koppelhebelanordnung 61 , zu sehen in der Figur 25. In der Figur 25 ist gut die Koppelhebelanordnung 61 mit den beiden Drehschubgelenken 21 und 41 für das erste Eingangsglied 20 und das Ausgangsglied 40, sowie das Drehgelenk 36 dargestellt. Dabei können die Laufrollen 70 und 71 in den jeweiligen Schubbahnen 42; 46 sich radial nach außen verlagern, wenn beispielsweise das erste Eingangsglied 20 sich relative um die Drehachse A zu dem zweiten Eingangsglied 30 verdreht. Aus einer Ruhelage heraus, in der kein Drehmoment von dem Eingangsbereich zu dem Ausgangsbereich übertragen wird, wird bei Einleitung eines Drehmoments in den Eingangsbereich der innere und der äußere Federsatz 90; 91 in dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47 vorgespannt. Dies äußert sich dadurch, dass sich das erste Eingangsglied 20, das mit dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47 verbunden ist, zu dem zweiten Eingangsglied 30, das mit dem zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 verbunden ist, relativ um die Drehachse A verdreht. Es erfolgt also eine Art von Vorspannung der Hebelkoppelanordnung 61 . Die im Drehmoment enthaltenen Drehschwingungen werden nun je nach Übersetzungsverhältnis in den ersten und zweiten Drehmomentübertragungsweg 47, 48 aufgeteilt, wobei die Drehschwingungen im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 durch die Phasenschieberanordnung 43, die hier aus den beiden Federsätzen 90 und 91 besteht, zu den Drehschwingungen im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 phasenverschoben werden, und in der Koppelhabelanordnung 61 destruktiv überlagert werden, so dass in einem idealen Fall, bei einer 180 Phasenverschiebung und bei einer gleichen Amplitude, am
Ausgangsglied 40 der Koppelhebelanordnung 61 ein Drehmoment ohne Drehschwingungen anliegt. Je nach Auslegung der Verbindungskoppelbereiche 25, 35, 45 kann ein Übersetzungsverhältnis im Koppelhebelgetriebe 61 eingestellt werden und es kann dadurch bestimmt werden, wieviel Drehmoment über die beiden Drehmomentübertragungswege 47, 48 übertragen wird- und wie das zusammengeführte Drehmoment an den Ausgangsbereich 55 weiter geleitet wird. Dabei kann die Ausgestaltung der Schubbahnen 42 und 46 ebenfalls für eine wirksame Übersetzung bei einem bestimmten Verdrehwinkel von erstem Eingangsglied 20 zu zweitem Eingangsglied 30 genutzt werden. Der Abgriff soll in einem Punkt erfolgen, bei dem die Überlagerung der beiden Drehmomentübertragungswege eine Auslöschung der in den jeweiligen Drehmomenten enthaltenen Drehschwingungen möglichst optimal ist.
Die Figuren 26 bis 30 zeigen eine weitere Ausführungsform einer Koppelhebelanordnung 61 mit einem geometrisch einfachen Hebelelement 5 in verschiedenen Verdrehlagen. Dabei zeigen die Figur 26 eine erste maximale Endlage bei der das Eingangsglied 20 maximal gegen den Uhrzeigersinn gegen das zweite Eingangsglied 30 verdreht ist, wohingegen in Figur 28 eine maximale Verdrehung im Uhrzeigersinn zu sehen ist. Beide Figuren zeigen eine maximalen Betriebslage. Hierbei ist das Hebelelement 5 sehr einfach, als ein geradliniges Verbindungsblech ausgeführt. Die beiden Laufrollen 70, 71 des ersten Eingangsgliedes 20 und des Ausgangsgliedes 40 sind an der maximalen radialen Position der jeweiligen Schubbahn 42, 46 angelangt. Bei beiden maximalen Betriebszuständen ist hier besonders zu erwähnen, dass die Schubbahnen 42 und 46 so ausgeführt sind, dass in diesem maximalen Verdrehzustand die Laufrollen in die Schubbahn des jeweils anderen Drehschubgelenks eingreifen. Eine Drehmomentabstützung erfolgt jedoch an der Schubbahn, zu der auch die Laufrolle zugeordnet ist. Dadurch kann eine kompakte geschachtelte Bauform erreicht werden
Die Figur 29 zeigt eine Zwischenstellung der Hebelkoppelanordnung 61 und die Figur 30 einen Schnitt AA im Bereich des Hebelelements 5. In der Figur 30 ist gut die radial geschachtelte Bauweise von dem ersten Eingangsglied 20, dem zweiten Eingangsglied 30 und dem Ausgangsglied 40, sowie dem Hebelelement 5 und die Laufrolle 71 zu sehen, die in die Schubbahn 42 des ersten Eingangsgliedes 20 eingreift.
Die Figur 31 zeigt eine weitere Ausführungsform einer Koppelhebelanordnung 61 mit einem Hebelelement 5, das geometrisch sehr einfach ausgeführt ist. Auch hier ist das erste Eingangsglied 20 mittels eines Drehschubgelenks 21 und das Ausgangsglied 40 mittels eines Drehschubgelenks 41 mit dem Hebelelement 5 verbunden. Das zweite Eingangsglied 30 ist mittels eines Drehgelenks 36 mit dem Hebelelements 5 verbunden. Diese Ausführungsform zeichnet sich dadurch besonders aus, dass die Schubbahnen 42 und 46 miteinander verbunden sind, wobei die Schubbahn 46 für das Ausgangsglied 40 einen geradlinigen Verlauf zeigt, wohingegen die Schubbahn 42 für das erste Eingangsglied 20 einen gekrümmten Verlauf zeigt. Die Verbindung der beiden Schubbahnen 42 und 46 kann vorteilhaft in der Produktion sein, da das Bearbeitungswerkzeug beiden Schubbahnen 42 und 46 in einem Arbeitsgang bearbeiten kann.
Die Figuren 32 bis 42 zeigen verschiedenen Formen von Drehschubgelenken mit einem jeweiligen Querschnitt.
Dabei zeigen die Figuren 32 bis 33 ein Drehschubgelenk mit einer Profillaufrolle 1 1 , die auf zwei in der angrenzenden Schubbahn 42 eingelassene Rundprofile 13 abrollt. Die Rundprofile 13 lassen sich besonders wirtschaftlich in hoher Genauigkeit fertigen. Zudem ist dies eine Möglichkeit, Funktionswerkstoffe gezielt einzusetzen. Die Rundprofile 13 können so vorzugsweise aus gehärtetem Stahl, wohingegen ein Trägerelement 14 aus kosten- günstigerem, unbehandeltem Stahl oder aus Leichtbauwerkstoffen wie Aluminium oder Kunststoff hergestellt werden kann.
Die Figur 35 und 36 zeigen ein Drehschubgelenk 21 Figur 19 in einer vergleichsweise einfachen, kostengünstigen Ausführung, mit einem Gleitstein 15, der vorzugsweise aus einem reibungsoptimierten Kunststoff gefertigt wird. Dieser gewährleistet zum einen eine niedrige Reibung an der Schubbahn 42, d.h. gegenüber der angrenzenden Gleitbahn und zum anderen gegenüber einem Bolzen 1 6, der die Gelenkachse beispielsweise B darstellt.
Die Figuren 37 und 38 zeigen eine weitere reibungsoptimierte Variante des Gleitsteins 15, bei dem die Drehbewegung durch ein Wälzlager 17 geführt wird. Dies ist vor allem dann vorteilhaft, wenn an einem Drehschubgelenk der Anteil der Drehbewegung und somit auch der hierbei verursachten Reibung groß ist gegenüber dem Reibungseinfluss der translatorischen Bewegung.
Die Figuren 39 und 40 zeigen eine Laufrolle 70. Diese kann wahlweise gegenüber dem Bolzen 1 6 gleitgelagert sein, oder starr mit diesem verbunden, wobei dann der rotative Freiheitsgrad durch die Lagerung des Bolzens 1 6 gegenüber dem angrenzenden Bauteil (nicht dargestellt) erreicht wird. Durch eine Wälzbewegung zwischen Laufrolle 70 und der Schubbahn wird die Reibung gegenüber einer Lösung mit Gleitstein deutlich verringert.
Außerdem können mit der Laufrolle 70 auch mehrfach gekrümmte Profile abgefahren werden, so dass diese Lösung sich besonders für Kurvengelenke anbietet.
Die Figuren 41 und 42 zeigen eine wälzgelagerte Laufrolle 70, um gegenüber der gleitgelagerten Laufrolle die Reibung nochmals zu verringern.
Die Figuren 43 und 44 zeigen einen schematischen Aufbau eines Hebelkop- pelgetriebes 61 mit sogenannten 7 Gliedern. Dabei bestehen die 7 Glieder aus Gelenk 101 , erstes Eingangsglied 102, erster Hebel 103, zweites Eingangsglied 104, Koppel 105, zweiter Hebel 106, Abtriebsglied 107. Der Freiheitsgrad dieser Anordnungen lässt sich nach folgender Formel berechnen:
F=3*(n-1 )-2*g_1 -g_2
n:Anzahl der Glieder
g_1 :Anzahl der Gelenke mit Freiheitsgrad =1
g_2:Anzahl der Gelenke mit Freiheitsgrad =2
Da ebene Drehgelenke einen Freiheitsgrad von 1 aufweisen, ergibt sich entsprechend ein Gesamt-Freiheitsgrad des Getriebes von 2. Ein Freiheitsgrad der Hebelkoppelanordnung von 2 ist für die Funktion der Drehschwingungsreduzierung mit einer Aufteilung in zwei Drehmomentübertragungswege immanent. Jede Änderungen an der Hebelkoppelanordnung müssen also berücksichtigen, dass der Freiheitsgrad von 2 erhalten bleibt.
Soll die Anzahl der Getriebeglieder (n) reduziert werden, bedeutet dies, dass auch die Anzahl bzw. die Art der Gelenke verändert werden muss. Konkret bedeutet dies, dass bei einer Verringerung von n um 1 , der Term 2*g1 -g2 um einen Betrag von 3 niedriger werden muss.
Stellt man sich vor, dass ausgehend von der in Figur 43 dargestellten Anordnung, ein Glied entfallen soll, kommt nur einer der beiden Hebel in Betracht, da die anderen Glieder eine essentielle Funktion haben, wie ein- oder ausleiten der Bewegung oder Koppeln der der beiden Eingänge.
Mit dem Wegfall einer der Koppeln entfällt auch ein Gelenkpunkt, da das angrenzende Ein- oder Ausgangsglied dann direkt mit der Koppel verbunden wird.
Um den Gesamtfreiheitsgrad von 2 zu erreichen, muss eines der verbliebe- nen Gelenke derart ausgeführt werden, dass es einen Freiheitsgrad von 2 erlaubt. Hierfür kommen unter den ebenen Gelenken das Drehschubgelenk oder das Kurvengelenk in Frage. Es gibt dabei verschiedene Möglichkeiten, an welcher Stelle Gelenke mit dem Freiheitsgrad 2 eingesetzt werden können. Für die Anwendung der Hebelkoppelanordnung in der Drehschwingungsreduzierung eines Kraftfahrzeug-Antriebstrangs ergeben sich jedoch nur sinnvolle Lösungen, wenn diese Gelenke zwischen einem der Eingangsoder Ausgangsglieder und der Koppel angeordnet sind. Zwischen den Eingangs- und Ausgangsgliedern und dem Gestell sind nur Drehgelenke sinnvoll.
Die Figuren 45 bis 50 zeigen ein 6 gliedriges Hebelkoppelgetriebe 61 , also ein um ein Glied reduzierte Hebelkoppelanordnung, wie in den Figuren 43 und 44 gezeigt, in verschiedenen Ausführungsvarianten. Dies erfolgt durch den Einsatz von einem Gelenk mit einem Freiheitsgrad 2 (Drehschub oder Kurvengelenk), um die Anzahl der Getriebeglieder von 7, was dem Stand der Technik entspricht, auf 6 zu reduzieren.
Wird ausgehend von den oben dargestellten 7-gliedrigen Koppelgetrieben ein Glied reduziert, entstehen insgesamt 6 funktionierende Variationsmöglichkeiten, die sich daraus ergeben, dass einer der beiden Hebel entfernt wird und eines der verbliebenen Drehgelenke an der Koppel durch ein Drehschubgelenk 108 ersetzt wird.
Ferner ist aber nicht nur zu unterscheiden, an welcher Position das Drehschubgelenk eingesetzt wird, sondern auch wie es mit den angrenzenden Gliedern verbunden ist. Dabei ergeben sich aus jeder der in Figur 45 bis 50 dargestellten Varianten wieder 2 Untervarianten, die sich dadurch unterscheiden, mit welchem der angrenzenden Glieder die Schub- und die Drehachse des Gelenks verbunden sind.
Die Proportionen der Getriebeglieder und Positionen der Gelenkpunkte zueinander sind allgemeingültig dargestellt und können im verfügbaren Bauraum beliebig ausgeführt werden, um ein bestimmtes Übertragungsverhalten zu realisieren.
Bei den Figuren 51 bis 53 wurden zwei Hebel gegen zwei Drehschubgelenke 108 und 109 ausgetauscht, was zu einer Hebelkoppelanordnung 61 mit 5 Gliedern ausgebildet ist.
Die Figuren 54 bis 56 zeigen weitere Ausführungsvarianten von Hebelkoppelanordnungen 61 . So ist es möglich, ein Gelenk mit Freiheitsgrad 1 durch 2 Gelenke mit Freiheitsgrad 2 zu ersetzen. In Figur 1 6 ist dies für die fünf- gliedrigen Mechanismen dargestellt. Hier wird das einzelne Drehgelenk durch zwei Drehschubgelenke ersetzt, ohne die Anzahl der Glieder zu erhöhen.
Die in Figur 57 dargestellte Variante entsteht dadurch, dass ein Drehgelenk durch ein Drehschub- und ein Kurvengelenk 109 ersetzt wird. Insbesondere durch die Gestaltung des Kurvengelenks 109 entsteht somit ein weiterer konstruktiver Parameter, mit dem das Übertragungsverhalten des Koppelhebelanordnung 61 beeinflusst werden kann.
Die vorangegangenen Prinzipdarstellungen zeigen die verschiedenen Anordnungen in Blickrichtung der Haupt-Drehachse A. Geht man von diesen abstrakten Darstellungen in Richtung einer konstruktiven Umsetzung, sind auch Probleme bezüglich der Anordnung der verschiedenen Teile zueinander in axialer Richtung zu lösen.
Insbesondere geht es dabei darum eine hinreichende Steifigkeit und Festigkeit der Bauteile und Gelenke zu erreichen und den notwendigen Bauraum zu minimieren bzw. den verfügbaren Bauraum in einer Umgebungskonstruktion optimal auszunutzen.
Speziell für die Gelenke bzw. Lager gibt es die Möglichkeit einer beidseitigen Lagerung mit (näherungsweise) symmetrischer Kraftaufteilung, oder einer einseitigen. Es können bei einer symmetrischen Lagerung eine bessere Lastaufteilung, eine geringere Verkippung und somit eine geringere Fehlbelastung der Gelenke oder auch der Lager und eine höhere Steifigkeit erreicht werden. Bei einer einseitigen Lagerung ist ein geringerer Bauraumbedarf, eine einfachere Montage und die geringere Bauteilanzahl vorteilhaft.
Die folgende Übersicht zeigt die möglichen axialen Anordnungsvarianten in Bezug auf die Lagerung der verschiedenen Hebelkoppelglieder zueinander. Dabei zeigen die Figuren 58 bis 65 eine symmetrische Abstützung, die Figuren 66 bis 73 eine einseitige Abstützung und die Figuren 74 bis 79 Mischformen, die aber keinen Anspruch auf eine Vollständigkeit der möglichen Ausführungsformen erheben. Die Mischformen der Figuren 74 bis 77 haben jeweils die Vorteile, dass im Bereich des Gelenks zwischen dem zweiten Eingangsglied 104 und der Koppel 105, wo tendenziell geringere Kräfte zu übertragen sind, die bauraumsparende einseitige Lagerung angewandt wird. Im Bereich des hoch belasteten Gelenks zwischen Koppel 105 und Abtriebsglied 107, bzw. erstem Eingangsglied 102 und Koppel 105, findet eine symmetrische Lagerung mit den Vorteilen der günstigeren Lastaufnahme und Steifigkeit Anwendung.
Die Anordnung in Figur 76 hat den Vorteil, dass die beiden Eingangsglieder 102 und 104 im Bereich des Eingangsbereiches 55, also im Bereich eines Antriebsaggregates, hier nicht dargestellt und das Abtriebsglied 107 sich im Bereich des Ausgangsbereiches 55, also im Bereich beispielsweise eines Getriebes, nicht dargestellt, angebunden werden können, ohne dass
Schachtelungen oder Durchdringungen nötig sind. Zudem haben die einzelnen Gelenkpunkte einen größeren radialen Bauraumbereich zur Verfügung, ohne dass es bei einem Schwenken zu Kollisionen kommen kann. Den Vorteil von mehr radialem Bauraum für die Gelenke haben auch die Anordnungen in den Figuren 77, 78 und 79, jedoch in Kombination mit einer symmetrischen Abstützung, zumindest der höher belasteten Gelenke. Ist eines der Gelenke nicht symmetrisch abgestützt, ist es zur Optimierung des Kraftflusses in der Koppel sinnvoll, auch außerhalb der Lagerachsen Verbindungen zwischen den beiden Teilen der Koppel herzustellen. Diese Verbindungen können, wie dargestellt radial zwischen zwei Getriebegliedern oder auch auf dem gleichen Radius durch entsprechende Ausnehmungen in den Bauteilen erfolgen.
Bezuqszeichen Primärelement
Zwischenelement
Dämpferelementanordnung
Dämpferelementanordnung
Hebelelement
Flanschelement
Drehschwingungsdämpfungsanordnung Profillaufrolle
Gehäuseanordnung
Rundprofil
Trägerelement
Gleitstein
Bolzen
Wälzlager
erstes Eingangsglied
Drehschubgelenk
Drehgelenk
Drehgelenk
erster Verbindungskoppelbereich Drehgelenk
Pumpenrad
Turbinenrad
Drehgelenk
zweites Eingangsglied
Drehschubgelenk
äußeres Deckblech
zweiter Verbindungskoppelbereich Drehgelenk
Drehgelenk
Drehgelenk Ausgangsglied
Drehschubgelenk
Schubbahn
Phasenschieberanordnung
Abtriebsorgan
dritter Verbindungskoppelbereich Schubbahn
erster Drehmomentübertragungsweg zweiter Drehmomentübertragungsweg Abtriebsnabe
Eingangsbereich
Wandlerüberbrückungskupplung Schubbahn
Ausgangsbereich
Schwingungssystem
Hebelelement
Koppelhebelanordnung
Verbindungshebel
Verbindungshebel
Verbindungshebel
Gelenkbolzen
Laufrolle
Laufrolle
Lager
Lagerhülse
Hydrodynamische Koppelanordnung Nabenelement
Flanschblech
Anlaufscheibe
Lamellenträger
motorseitiges Deckblech
Sprengring 89 Federsatz
90 innerer Federsatz
91 äußerer Federsatz
101 Gestell
102 erstes Eingangsglied
103 erster Hebel
104 zweites Eingangsglied
105 Koppel
106 zweiter hebel
107 Abtriebsglied
108 Drehschubgelenk
A Drehachse
B Gelenkachse
C Gelenkachse
D Gelenkachse
E Hebelachse
AB Radialvektor
AC Radialvektor
AD Radialvektor
Mges Gesamtdrehmoment
Mal Drehmomentanteil 1
Ma2 Drehmomentanteil 2
Maus Ausgangsdrehmoment

Claims

Patentansprüche
1 . Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse (A) anzutreibenden Eingangsbereich (50) und einen Ausgangsbereich (55), wobei zwischen dem Eingangsbereich (50) und dem Ausgangsbereich (55) zueinander parallel ein erster Drehmomentübertragungsweg (47) zur Übertragung eines ersten Drehmomentanteils und ein zweiter Drehmomentübertragungsweg (48) zur Übertragung eines zweiten Drehmomentanteils eines zwischen dem Eingangsbereich (50) und dem Ausgangsbereich (55) zu übertragenden Gesamtdrehmomentes (Mges) vorgesehen sind,
- eine Phasenschieberanordnung (43) wenigstens im ersten Drehmomentübertragungsweg (47), wobei die Phasenschieberanordnung (43) ein Schwingungssystem (56) mit einer Primärseite (1 ) und einer gegen die Rückstellwirkung einer Dämpferelementanordnung (4) bezüglich der Primärseite (1 ) um die Drehachse (A) drehbaren Sekundärseite (2) umfasst,
- eine Koppelanordnung (51 ) zur Zusammenführung des über den ersten Drehmomentübertragungsweg (47) übertragenen ersten Drehmomentanteils und des über den zweiten Drehmomentübertragungsweg (48) übertragenen zweiten Drehmomentanteils, wobei die Koppelanordnung (51 ) als eine Koppelhebelanordnung (61 ) ausgebildet ist, wobei die Koppelhebelanordnung (61 ) ein erstes Eingangsglied (20), verbunden mit dem ersten Drehmomentübertragungsweg (47), ein zweites Eingangsglied (30), verbunden mit dem zweiten Drehmomentübertragungsweg (48), ein Ausgangsglied (40), verbunden mit dem Ausgangsbereich (55) und zumindest ein Hebelelement (50) umfasst, wobei das Hebelelement (50) mit dem ersten und dem zweiten Eingangsglied (20; 30) und dem Ausgangsglied (40) mittels eines ersten, eines zweiten und eines dritten Verbindungskoppelbereichs (25; 35; 45) unter Bildung einer ersten, einer zweiten und einer dritten Gelenkachse (B; C; D) schwenkbar verbunden sind, wobei die Drehachse (A) mit der Gelenkachse (B) einen ersten Radialvektor AB bildet und die Drehachse (A) mit dem Gelenkpunkt (C) einen zweiten Radialvektor AC bildet und die Drehachse (A) mit dem Gelenkpunkt (D) einen dritten Radialvektor AD bildet,
dadurch gekennzeichnet, dass in einem Zustand in dem kein Drehmoment von dem Eingangsbereich (50) zu dem Ausgangsbereich (55) übertragen wird, einer der drei Radialvektoren (AB; AC; AD) zu wenigstens einem der anderen der drei Radialvektoren (AB; AC; AD) eine unterschiedliche Richtung aufweist.
2. Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass zwei der drei Verbindungskoppelbereiche (25; 35; 45) als ein Drehschubgelenke (21 ; 31 ; 41 ) ausgebildet sind.
3. Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehschubgelenke (21 ; 31 ; 41 ) eine geradlinige und oder eine gekrümmte und oder eine kulissenförmigen Schubbahn (42; 43; 46) aufweisen.
4. Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass eines der drei Verbindungskoppelbereiche (25; 35; 45) als ein Drehschubgelenk (21 , 31 ; 41 ) ausgebildet ist und dass einer der zwei weiteren Verbindungskoppelbereiche (25; 35; 45) einen zusätzlichen Verbindungshebel (65; 66; 67) umfasst, um das Hebelelement (5) mit einem der zwei Eingangsglieder (20; 30) oder dem Ausgangsglied (40) schwenkbar miteinander zu verbinden.
5. Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Drehschubgelenk (21 ; 31 ; 41 ) eine geradlinige oder eine gekrümmte oder eine kulissenförmigen Schubbahn (42; 43; 46) aufweisen.
6. Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass zwei der drei Verbindungskoppelbereiche (25; 35; 45) einen zusätzlichen Verbindungshebel (65; 66; 67) umfassen, um das Hebelelement (5) mit zwei der drei Glieder (20; 30, 40) schwenkbar zu verbinden.
7. Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest zwei Schubbahnen (42; 43, 46) miteinander verbunden sind.
8. Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Drehschubgelenk (21 , 31 , 41 ) einen Gleitstein und oder eine Gleitrolle und oder eine Profillaufrolle umfasst.
9. Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die drei Verbindungskoppelbereiche (25, 35, 45) einen unterschiedlichen radialen Abstand zur Drehachse A haben.
10. Hydrodynamische Koppelanordnung (80), insbesondere Drehmomentwandler, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung (12), ein mit der Gehäuseanordnung (12) um eine Drehachse (A) drehbares Pumpenrad (20), ein in der Gehäuseanordnung (12) angeordnetes und mit einem Abtriebsorgan (44) um die Drehachse (A) drehbares Turbinenrad (28), eine Überbrückungskupplung (61 ) zur Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen der Gehäuseanordnung (1 2) und dem Abtriebsorgan (44), eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) mit einem Eingangsbereich (50) und einem Ausgangsbereich (55), wobei zwischen dem Eingangsbereich (50) und dem Ausgangsbereich (55) ein erster Drehmomentübertragungsweg (47) und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg (48) sowie eine Koppelanordnung (51 ) zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege (47, 48) geleiteten Drehmomente vorgesehen sind, wobei die Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) ferner wenigstens im ersten Drehmomentübertragungsweg (47) eine Pha- senschieberanordnung (43) umfasst zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg (47) geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg (48) geleiteten Drehungleichförmigkeiten, wobei die Koppelanordnung (51 ) als eine Koppelhebelanordnung (61 ) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 9 ausgeführt ist.
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