WO2016198054A1 - Antriebsstrang für ein kraftfahrzeug - Google Patents

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WO2016198054A1
WO2016198054A1 PCT/DE2016/200209 DE2016200209W WO2016198054A1 WO 2016198054 A1 WO2016198054 A1 WO 2016198054A1 DE 2016200209 W DE2016200209 W DE 2016200209W WO 2016198054 A1 WO2016198054 A1 WO 2016198054A1
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WO
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torque
combustion engine
internal combustion
stop
spring
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PCT/DE2016/200209
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English (en)
French (fr)
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Hartmut Mende
Thomas Janz
Marco Klapperich
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Schaeffler Technologies AG and Co KG
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Schaeffler Technologies AG and Co KG
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Publication date
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Ceased legal-status Critical Current

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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
    • F16F15/131—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
    • F16F15/139—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 characterised by friction-damping means
    • F16F15/1397—Overload protection, i.e. means for limiting torque
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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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
    • F16F15/133—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 using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/134—Wound springs

Definitions

  • the invention relates to a drive train for a motor vehicle according to the preamble of claim 1 and a torsional vibration damper for use in a drive train of a motor vehicle according to the preamble of claim 10.
  • DMF dual mass flywheel
  • CVT Continuously Variable Transmission, continuously variable transmission
  • DMB torque limiter
  • An object of the invention is therefore to provide an impact-reducing
  • a drive train for a motor vehicle at least comprising an internal combustion engine and a torsional vibration damper for damping torsional vibrations, which arise due to the firing order of the internal combustion engine, further comprising at least one driven wheel, by which generated by the internal combustion engine and on the Torsional vibration damper guided torque is transferable to a roadway, wherein the internal combustion engine is designed to generate a certain or maximum torque, and wherein the torsional vibration damper has at least one abutment torque having spring means, wherein the
  • Stop torque of the spring device is set such that the 1, 3 times the value of the maximum torque of the engine is smaller than that
  • Stop torque is, in turn, less than 3.0 times the value of the maximum torque of the engine is (1, 3 * maximum torque
  • the abutment torque of the spring device is therefore greater than 1.3 times the value and less than 3.0 times the maximum torque of the internal combustion engine.
  • the choice of this area for the impact moment causes the damping of the majority of the occurring impacts, only with a few high impacts of the resilient area is exceeded for energy absorption of the spring device.
  • the impact torque is greater than 1.5 times the maximum torque of the engine and less than 2.8 times the maximum torque of the engine (1, 5 * maximum engine torque ⁇ stop torque ⁇ 2.8) * maximum torque combustion engine).
  • the impact torque is greater than the 1.8 times the maximum value
  • Torque of the internal combustion engine and less than 2.3 times the value of the maximum torque of the internal combustion engine is (1, 8 * maximum
  • the two last-mentioned embodiments make it possible to design the damping effect on the most frequently occurring impacts.
  • the spring device has at least one bow spring. In a further embodiment of the invention, the spring device has at least one helical compression spring, which is preferably designed as a bow spring.
  • the spring device is formed in one embodiment of the invention as a high-capacity spring. This means that the spring device in a block load, thereby the spring is compressed so far that the turns abut each other, so go to block, is claimed in a time-stable (no longer fatigue) range. In the spring device, tensions occur due to deformation of the spring device up to the design moment, which fatigue strength
  • the torsional vibration damper has, in one embodiment of the invention, a slip clutch, wherein the slip clutch is preferably arranged on a secondary side of the torsional vibration damper.
  • the slip clutch limits the maximum transmissible torque and thereby causes damping by dissipation in impacts that exceed this moment.
  • the slip clutch has, in one embodiment of the invention, a slip torque which is greater than the abutment torque of the spring device.
  • Torsional vibration damper for use in a drive train of a
  • Motor vehicle having a primary side and a secondary side, which are against the action of at least one bow spring rotated against each other, wherein the bow spring is supported on the one hand on the primary side and on the other hand on a secondary flange which is connected via a slip clutch to the secondary side, wherein the slip clutch has a slip torque , which is greater than a stop moment of the bow spring.
  • FIG. 2 shows a dual-mass flywheel with slip clutch as an exemplary embodiment of a torsional vibration damper according to the invention
  • FIG. 3 shows a diagram of the twist angle of the secondary side with respect to FIG
  • FIG. 4 shows a two-mass flywheel as an exemplary embodiment of a torsional vibration damper according to the invention
  • FIG. 5 shows a diagram of the twist angle of the secondary side with respect to FIG
  • Fig. 1 shows a schematic diagram of an embodiment of a drive train according to the invention as a so-called hybrid drive comprising an internal combustion engine and an electric drive.
  • the sketched in Fig. 1 drive train is only one of many ways of designing a hybrid drive.
  • Drive train 1 includes all components in a motor vehicle, which generate the power for the drive and transmit it to the road.
  • Drive train 1 comprises an internal combustion engine 2 with a crankshaft 3.
  • the cylinders with pistons and connecting rods, not shown in FIG. 1 cooperate with cheek and crankpins of the crankshaft, likewise not illustrated, and generate combustion chambers in combustion chambers associated with the pistons. a drive torque on the crankshaft 3.
  • each cylinder is generated only over a short crankshaft angle ° KW within two revolutions of the crankshaft (720 ° crankshaft angle), a positive torque on the crankshaft 3, over the remaining
  • Crankshaft angle is a negative torque based on the individual cylinder on the crankshaft. This systemic operation of the
  • Drivetrain 1 are transmitted or can occur by resonance phenomena within the drive train 1 itself.
  • the crankshaft 3 is connected to a primary side of a torsional vibration damper 4.
  • the secondary side is with a clutch housing one
  • Vehicle coupling 5 connected.
  • the vehicle clutch 5 is used to selectively switch on or off the torque transmission between its input and its output or to transmit, for example, when starting a portion of the torque by grinding and thus to effect an optional torque transmission between the engine 2 and downstream drive elements.
  • the torque at the clutch disc is transmitted via an electric motor / Genarator element 6, a manual transmission 7 and a differential gear 8 to driven wheels 9.
  • the wheels 9 roll on a roadway and convert the torque of the engine into a driving force for the motor vehicle.
  • the motor / generator element 6 serves for the purely electrical drive of the downstream drive train with the internal combustion engine 2 disengaged, the Rajantneb with engaged combustion engine 2 and the charging of unillustrated electric accumulators when engaged
  • the manual transmission 7 is used to selectively change the reduction between a connected to the clutch disc
  • the Differenzialgetnebe 8 is used in a conventional manner the division of the drive torque, for example when cornering on the wheels 9.
  • the vehicle clutch 5 and the transmission 7 are about
  • Electromechanical actuators controlled by a controller so are part of an automated transmission (ASG). Alternatively, both can be manually operated.
  • Motor / Genarator element 6 and a manual transmission 7 also a
  • Gearboxes or a continuously variable transmission include. These may also include an electric drive and a generator as part of a hybrid drive.
  • Fig. 2 shows a dual mass flywheel (ZMS) as an embodiment of a
  • Torsional vibration damper 4 The axis of rotation of the torsional vibration damper 4 is designated in Fig. 1 with R. In the following, the direction is understood to be parallel to the axis of rotation R under the axial direction, and according to the radial direction, a direction perpendicular to the axis of rotation R is understood.
  • the circumferential direction is a rotation about the rotation axis R.
  • the torsional vibration damper 4 comprises a primary mass or primary side 11 and a secondary mass or secondary side 12, against the force of a Spring device 10 can be rotated relative to each other about the rotation axis R.
  • the spring device 10 comprises two bow springs 13. Each bow spring 13 may comprise coaxially arranged inner and outer springs. The bow springs 13 are pressed in operation by acting on these centrifugal force to the outside against the primary mass 11. Therefore, on the radially outward side
  • the primary mass 11 comprises a motor-side primary mass plate 15 and a clutch-side primary mass cover 16.
  • the primary mass plate 15 and the primary mass cover 16 close one
  • Bow springs 13 are based on a spring end of each of the primary mass 11 from, for example, not shown here noses in the of the
  • Flange wings 18 extend radially outward and engage the spring ends of the bow springs 13.
  • the axis of the bow of the bow springs 13, that is a circular line, which arises along the circle centers of the bow spring in sections parallel to the axis of rotation, such a cut is z. As shown in FIG. 1, passes through the flange 18.
  • the secondary flange 19 is connected via a slip clutch 20 to the secondary mass 12.
  • the slip clutch 20 includes a first friction disc 21 and a second friction disc 22, between which a circumferential clearance for receiving a flange 23 of the secondary flange 19 remains.
  • the secondary flange 19 thus essentially comprises the flange ring 23, from which the radially outward Projecting flange wings 18.
  • the flange wings 18 have a shoulder 24 in the manner of a crank, whereby the axial position of the bow springs 13 and the axial position of the slip clutch 20 can be varied relative to each other.
  • Friction disc 21 and the second friction disc 22 are by means of rivets 25 with a
  • Output flange 26 firmly connected.
  • the output flange 26 is connected to a
  • the primary mass plate 15 is with
  • a friction ring 30 is arranged on the outer circumference of the second friction disc 22. This is pressed against the flange ring 23 of the secondary flange 19 via a plate spring 31, which is supported on the primary wet cover 16.
  • a support ring 32 serves for the axial guidance of the secondary flange 19 relative to the primary mass plate 15 and at the same time serves as a friction element against it.
  • the slip clutch 20 slips when a slip torque is exceeded, wherein the secondary flange 19 with respect to the first friction disc 21 and the second
  • Friction disc 22 slides, the secondary side 12 thus against the sliding friction of
  • Friction device 20 is rotated relative to the primary side.
  • FIG. 3 shows a diagram of the angle of rotation ⁇ of the secondary side 12 with respect to the primary side 11 plotted against the engine torque M.
  • the secondary side 12 is further rotated relative to the primary side 11. Up to a relative angle of rotation (p_theoretically, at a design torque M_the bow springs become 13 only as far as their fatigue strength permits. The spring can therefore be subjected to any number of load changes.
  • the springs 13 In a further rotation of the secondary side 12 relative to the primary side 11, the springs 13 to the
  • Slip torque M_slip of the slip clutch 20 reaches, so that it slips on further increase of the engine torque M.
  • the stop torque M_stop is greater than 1.3 times the maximum torque M_motor and less than 3.0 times the maximum value
  • the stop torque M_stop can alternatively be greater than 1.5 times the value of the maximum torque M_motor and less than 2.8 times the value of the maximum torque M_motor.
  • the abutment torque M_stop can alternatively also be greater than 1.8 times the value of the maximum torque M_motor and less than 2.3 times the value of the maximum
  • the slip torque M_slip of the slip clutch 20 is greater than the respective upper value of the stop torque of the spring device. Only when rarely occurring impacts greater than the stop moment M_Anzzi the spring device 10, therefore, the slip clutch 20 is activated.
  • Fig. 4 shows an embodiment of a dual mass flywheel as
  • Torsional vibration damper 4 without slip clutch 20 The secondary flange 19 is connected directly to the output flange 26.
  • FIG. 5 shows a diagram of the angle of rotation ⁇ of the secondary side 12 relative to the primary side 11 of the torsional vibration damper 4 of FIG. 4 over the engine torque M, comparable to the illustration of FIG. 4.
  • the design corresponds to that of the previous embodiment, wherein by eliminating the slip clutch 20th when the stop moment M_stop of the spring device 10 is exceeded, no further relative rotation between the secondary side 12 and the primary side 11 is possible, the curve M thus runs parallel to the M axis via ⁇ .

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Abstract

Ein Antriebsstrang (1) für ein Kraftfahrzeug, zumindest aufweisend einen Verbrennungsmotor (2) und einen Drehschwingungsdämpfer (4) zur Dämpfung von Drehschwingungen, die aufgrund der Zündreihenfolge des Verbrennungsmotors entstehen, ferner aufweisend zumindest ein angetriebenes Rad (9), durch das das vom Verbrennungsmotor erzeugte und über den Drehschwingungsdämpfer geleitete Drehmoment auf eine Fahrbahn übertragbar ist, wobei der Verbrennungsmotor ausgebildet ist, ein bestimmtes oder maximales Drehmoment zu erzeugen, und wobei der Drehschwingungsdämpfer zumindest eine ein Anschlagmoment (M_Anschlag) aufweisende Federeinrichtung (10) aufweist, wobei das Anschlagmoment der Federeinrichtung größer als der 1,3 fache Wert und kleiner als der 3,0-fache Wert des maximalen Drehmomentes (M_Motor) des Verbrennungsmotors ist.

Description

Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug
Die Erfindung betrifft einen Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 sowie einen Drehschwingungsdämpfer zur Verwendung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeuges nach dem Oberbegriff des Anspruchs 10.
Es ist bekannt, Bogenfederdämpfer als Schwingungsdämpfer im Antriebsstrang von Kraftfahrzeugen einzusetzen, beispielsweise als Zweimassenschwungrad (ZMS), Doppelkupplungsdämpfer, Hybrid- und CVT-Dämpfer (CVT=Continuously Variable Transmission, stufenloses Automatikgetriebe), jeweils mit oder ohne Rutschkupplung als Drehmomentbegrenzer (DMB).
In sensiblen Antriebssträngen insbesondere bei Hybrid- oder CVT-Anwendungen können, beispielsweise aufgrund von Unterschieden im Momentanreibwert der einzelnen Räder auf der Fahrbahn, Impacts (Drehmomentstöße) mit hoher
Lastwechselzahl auftreten, die den Antriebsstrang schädigen können. Bekannte Rutschkupplungen zu deren Dämpfung haben den Nachteil, nur relativ hohe Impacts abfangen zu können, die mit begrenzter Lastwechselzahl auftreten. Gegen kleinere Impacts mit hoher Lastwechselzahl helfen sie in der Regel nicht oder nur wenig.
Eine Aufgabe der Erfindung ist es daher, eine impactreduzierende
Dämpferausführung bereitzustellen, die kleine, mittlere und hohe Impacts dämpfen kann, wobei die Häufigkeit der Impacts umgekehrt proportional zur Höhe der Impacts sein kann. Dieses Problem wird durch einen Antriebsstrang nach Anspruch 1 sowie einen Drehschwingungsdämpfer nach Anspruch 10 gelöst. Bevorzugte Ausführungsformen, Ausgestaltungen oder Weiterbildungen der Erfindung sind in den abhängigen
Ansprüchen angegeben. Das oben genannte Problem wird insbesondere gelöst durch einen Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug, zumindest aufweisend einen Verbrennungsmotor und einen Drehschwingungsdämpfer zur Dämpfung von Drehschwingungen, die aufgrund der Zündreihenfolge des Verbrennungsmotors entstehen, ferner aufweisend zumindest ein angetriebenes Rad, durch das das vom Verbrennungsmotor erzeugte und über den Drehschwingungsdämpfer geleitete Drehmoment auf eine Fahrbahn übertragbar ist, wobei der Verbrennungsmotor ausgebildet ist, ein bestimmtes oder maximales Drehmoment zu erzeugen, und wobei der Drehschwingungsdämpfer zumindest eine ein Anschlagmoment aufweisende Federeinrichtung aufweist, wobei das
Anschlagmoment der Federeinrichtung derart eingestellt ist, dass der 1 ,3 fache Wert des maximalen Drehmomentes des Verbrennungsmotors kleiner als das
Anschlagmoment ist, das wiederum kleiner als der 3,0-fache Wert des maximalen Drehmomentes des Verbrennungsmotors ist (1 ,3 * maximales Drehmoment
Verbrennungsmotor < Anschlagmoment < 3,0 * maximales Drehmoment
Verbrennungsmotor). Das Anschlagmoment der Federeinrichtung ist also größer als der 1 ,3 fache Wert und kleiner als der 3,0-fache Wert des maximalen Drehmomentes des Verbrennungsmotors. Die Wahl dieses Bereiches für das Anschlagsmoment bewirkt die Dämpfung des Großteils der auftretenden Impacts, nur bei wenigen hohen Impacts wird der federnde Bereich zur Energieaufnahme der Federeinrichtung überschritten. ln einer Ausführungsform der Erfindung ist das Anschlagsmoment größer als der 1 ,5 fache Wert des maximalen Drehmomentes des Verbrennungsmotors und kleiner als der 2,8 -fache Wert des maximalen Drehmomentes des Verbrennungsmotors (1 ,5 * maximales Drehmoment Verbrennungsmotor < Anschlagmoment < 2,8 * maximales Drehmoment Verbrennungsmotor). In einer weiteren Ausführungsform der Erfindung ist das Anschlagsmoment größer als der 1 ,8 fache Wert des maximalen
Drehmomentes des Verbrennungsmotors und kleiner als der 2,3 -fache Wert des maximalen Drehmomentes des Verbrennungsmotors ist (1 ,8 * maximales
Drehmoment Verbrennungsmotor < Anschlagmoment < 2,3 * maximales Drehmoment Verbrennungsmotor). Die beiden letzgenannten Ausführungsformen ermöglichen eine Auslegung der Dämpfungswirkung auf die am häufigsten auftretenden Impacts.
Die Federeinrichtung weist in einer Ausführungsform der Erfindung zumindest eine Bogenfeder auf. Die Federeinrichtung weist in einer weiteren Ausführungsform der Erfindung zumindest eine Schraubendruckfeder auf, die vorzugsweise als Bogenfeder ausgebildet ist.
Die Federeinrichtung ist in einer Ausführungsform der Erfindung als High-Capacity- Feder ausgebildet. Dies bedeutet, dass die Federeinrichtung bei einer Blockbelastung, dabei wird die Feder so weit zusammengedrückt, dass die Windungen aneinander anliegen, also auf Block gehen, in einem zeitfesten (nicht mehr dauerfesten) Bereich beansprucht wird. In der Federeinrichtung treten bis zu dem Auslegungsmoment Spannungen durch Verformung der Federeinrichtung auf, die den Dauerfesten
Bereich nicht überschreiten, es sind also beliebig viele Lastwechsel bis zu dem
Auslegungsmoment möglich. Darüber sind nicht mehr beliebig viele Lastwechsel möglich, allerdings sinkt auch die Anzahl der im Betrieb auftretenden Impacts in diesem Bereich, so dass die Lebensdauer der Federeinrichtung dadurch nicht unzulässig vermindert wird.
Der Drehschwingungsdämpfer weist in einer Ausführungsform der Erfindung eine Rutschkupplung auf, wobei die Rutschkupplung vorzugsweise auf einer Sekundärseite des Drehschwingungsdämpfers angeordnet ist. Die Rutschkupplung begrenzt das maximal übertragbare Moment und bewirkt dadurch eine Dämpfung durch Dissipation bei Impacts, die dieses Moment überschreiten.
Die Rutschkupplung weist in einer Ausführungsform der Erfindung ein Rutschmoment auf, das größer als das Anschlagmoment der Federeinrichtung ist. Dadurch tritt die Dämpfungseinrichtung erst dann in Aktion, wenn die Federeinrichtung bereits auf Block ist, nachdem also auch der High-Capacity-Bereich der Federeinrichtung ausgenutzt ist.
Das eingangs genannte Problem wird auch gelöst durch einen
Drehschwingungsdämpfer zur Verwendung in einem Antriebsstrang eines
Kraftfahrzeuges mit einer Primärseite und einer Sekundärseite, die entgegen der Wirkung zumindest einer Bogenfeder gegeneinander verdrehbar sind, wobei sich die Bogenfeder einerseits an der Primärseite und andererseits an einem Sekundärflansch abstützt, der über eine Rutschkupplung mit der Sekundärseite verbunden ist, wobei die Rutschkupplung ein Rutschmoment aufweist, das größer als ein Anschlagmoment der Bogenfeder ist.
Ausführungsbeispiele der Erfindung werden nachfolgend anhand der beiliegenden Zeichnungen näher erläutert. Dabei zeigen: Fig. 1 eine Phnzipskizze eines Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Antriebsstrangs,
Fig. 2 ein Zweimassenschwungrad mit Rutschkupplung als Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Drehschwingungsdämpfers, Fig. 3 ein Diagramm des Verdrehwinkels der Sekundärseite gegenüber der
Primärseite aufgetragen über dem Motormoment für das Zweimassenschwungrad nach Fig. 2,
Fig. 4 ein Zweimassenschwungrad als Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Drehschwingungsdämpfers, Fig. 5 ein Diagramm des Verdrehwinkels der Sekundärseite gegenüber der
Primärseite aufgetragen über dem Motormoment für das Zweimassenschwungrad nach Fig. 4.
Fig. 1 zeigt eine Prinzipskizze eines Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Antriebsstrangs als sogenannter Hybridantrieb umfassend einen Verbrennungsmotor sowie einen elektrischen Antrieb. Der in Fig. 1 skizzierte Antriebsstrang stellt nur eine von vielen Möglichkeiten der Gestaltung eines Hybridantriebes dar. Der
Antriebsstrang 1 umfasst alle Komponenten in einem Kraftfahrzeug, die in diesem die Leistung für den Antrieb generieren und bis auf die Straße übertragen. Der
Antriebsstrang 1 umfasst einen Verbrennungsmotor 2 mit einer Kurbelwelle 3. Die in Fig. 1 nicht dargestellten Zylinder mit Kolben und Pleuelstangen wirken mit ebenfalls nicht näher dargestellten Wangen- und Hubzapfen der Kurbelwelle zusammen und erzeugen durch periodische Verbrennungsvorgänge in Brennräumen, die den Kolben zugeordnet sind, ein Antriebsmoment an der Kurbelwelle 3. Bei einem Viertaktmotor beispielsweise wird je Zylinder jeweils nur über einen kurzen Kurbelwellenwinkel °KW innerhalb zweier Umdrehungen der Kurbelwelle (720° Kurbelwellenwinkel) ein positives Drehmoment an der Kurbelwelle 3 erzeugt, über den restlichen
Kurbelwellenwinkel liegt ein negatives Drehmoment bezogen auf den einzelnen Zylinder an der Kurbelwelle an. Dese systembedingte Arbeitsweise des
Verbrennungsmotors 2 hat zur Folge, dass ein oszillierendes Moment von der Kurbelwelle 3 auf den Antriebsstrang 1 übertragen wird. Das oszillierende Moment erzeugt Drehschwingungen im Antriebsstrang 1. Zusätzliche, auch oszillierende, Momente können beispielsweise durch den Straßenbelag (z. B. Unebenheiten) oder den Straßenverlauf (z. B. Steigungen) über die angetriebenen Räder in den
Antriebsstrang 1 übertragen werden oder können durch Resonanzerscheinungen innerhalb des Antriebsstrangs 1 selbst auftreten.
Die Kurbelwelle 3 ist mit einer Primärseite eines Drehschwingungsdämpfers 4 verbunden. Die Sekundärseite ist mit einem Kupplungsgehäuse einer
Fahrzeugkupplung 5 verbunden. Die Fahrzeugkupplung 5 dient dazu, wahlweise die Drehmomentübertragung zwischen ihrem Eingang und ihrem Ausgang ein- oder auszuschalten oder beispielsweise beim Anfahren einen Teil des Drehmomentes durch Schleifen zu übertragen und so eine wahlweise Drehmomentübertragung zwischen dem Verbrennungsmotor 2 und nachgeordneten Antriebselementen zu bewirken. Das Drehmoment an der Kupplungsscheibe wird über ein elektrisches Motor/Genarator-Element 6, ein Schaltgetriebe 7 und ein Differenzialgetriebe 8 auf angetriebene Räder 9 übertragen. Die Räder 9 rollen auf einer Fahrbahn ab und wandeln das Drehmoment des Verbrennungsmotors in eine Vortriebskraft für das Kraftfahrzeug. Das Motor/Genarator-Element 6 dient dem rein elektrischen Antrieb des nachgeordneten Antriebsstranges bei ausgekuppeltem Verbrennungsmotor 2, dem Zusatzantneb bei eingekuppeltem Verbrennungsmotor 2 und dem Aufladen von nicht dargestellten elektrischen Akkumulatoren bei eingekuppeltem
Verbrennungsmotor. Das Schaltgetriebe 7 dient der wahlweisen Änderung der Untersetzung zwischen einer mit der Kupplungsscheibe verbundenen
Getriebeeingangswelle und einer mit dem Differenzialgetnebe 8 verbundenen
Getriebeausgangswelle. Das Differenzialgetnebe 8 dient in an sich bekannter Art und Weise der Aufteilung des Antriebsmoments beispielsweise bei Kurvenfahrt auf die Räder 9. Die Fahrzeugkupplung 5 und das Schaltgetriebe 7 werden über
elektromechanische Aktoren durch ein Steuergerät gesteuert, sind also Teil eines automatisierten Schaltgetriebes (ASG). Alternativ können beide manuell betätigbar sein.
Der Antriebsstrang 1 kann statt einer Fahrzeugkupplung 5, einem elektrischen
Motor/Genarator-Element 6 und einem Schaltgetriebe 7 auch einen
Getriebeautomaten oder ein stufenlos verstellbares Automatikgetriebe (CVT) umfassen. Auch diese können einen elektrischen Antrieb und einen Generator als Teil eines Hybridantriebes umfassen.
Fig. 2 zeigt ein Zweimassenschwungrad (ZMS) als Ausführungsbeispiel eines
Drehschwingungsdämpfers 4. Die Rotationsachse des Drehschwingungsdämpfers 4 ist in Fig. 1 mit R bezeichnet. Im Folgenden wird unter der axialen Richtung die Richtung parallel zur Rotationsachse R verstanden, entsprechend wird unter der radialen Richtung eine Richtung senkecht zur Rotationsachse R verstanden. Die Umfangsrichtung ist eine Drehung um die Rotationsachse R.
Der Drehschwingungsdämpfer 4 umfasst eine Primärmasse oder Primärseite 11 sowie eine Sekundärmasse oder Sekundärseite 12, die gegen die Kraft einer Federeinrichtung 10 relativ zueinander um die Rotationsachse R verdreht werden können. Die Federeinrichtung 10 umfasst zwei Bogenfedern 13. Jede Bogenfeder 13 kann koaxial angeordnete innere und äußere Federn umfassen. Die Bogenfedern 13 werden im Betrieb durch die auf diese einwirkende Fliehkraft nach außen gegen die Primärmasse 11 gedrückt. Daher sind an der radial außen gelegenen Seite
Gleitschalen 14 angeordnet, welche den Verschleiß zwischen den Bogenfedern 13 und der Primärmasse 11 verringern. Die Primärmasse 11 umfasst ein motorseitiges Primärmassenblech 15 und einen kupplungsseitigen Primärmassedeckel 16. Das Primärmassenblech 15 und der Primärmassedeckel 16 schließen eine
Bogenfederaufnahme 17 ein, in der die Bogenfedern 13 angeordnet sind. Die
Bogenfedern 13 stützen sich mit einem Federende jeweils an der Primärmasse 11 ab, beispielsweise an hier nicht dargestellter Nasen, die in die von dem
Primärmassenblech 15 und dem Primärmassendeckel 16 umschlossene
Bogenfederaufnahme 17 ragen. Mit dem jeweils anderen Federende stützen sich die Bogenfedern 13 an Flanschflügeln 18 eines Sekundärflansches 19 ab. Die
Flanschflügel 18 erstrecken sich radial nach außen und Fassen die Federenden der Bogenfedern 13 ein. Die Seelenachse der Bogenfedern 13, das ist eine kreisförmige Linie, die entlang der Kreismittelpunkte der Bogenfeder bei Schnitten parallel zur Rotationsachse entsteht, ein solcher Schnitt ist z. B. der gemäß Fig. 1 , verläuft durch die Flanschflügel 18.
Der Sekundärflansch 19 ist über eine Rutschkupplung 20 mit der Sekundärmasse 12 verbunden. Die Rutschkupplung 20 umfasst eine erste Reibscheibe 21 und eine zweite Reibscheibe 22, zwischen denen ein umlaufender Freiraum zur Aufnahme eines Flanschringes 23 des Sekundärflansches 19 verbleibt. Der Sekundärflansch 19 umfasst somit im Wesentlichen den Flanschring 23, von dem radial nach außen die Flanschflügel 18 abstehen. Die Flanschflügel 18 weisen einen Absatz 24 nach Art einer Kröpfung auf, wodurch die axiale Lage der Bogenfedern 13 und die axiale Lage der Rutschkupplung 20 relativ zueinander variiert werden können. Die erste
Reibscheibe 21 und die zweite Reibscheibe 22 sind mittels Nieten 25 mit einem
Abtriebsflansch 26 fest verbunden. Der Abtriebsflansch 26 ist mit einer
Steckverzahnung 27 mit einer Welle 28 verbunden, über die das Drehmoment zu der Fahrzeugkupplung 5 oder zu anderen Drehmomentübertragungseinrichtungen im Antriebsstrang 1 übertragen werden kann. Das Primärmasseblech 15 ist mit
Schrauben 29 mit der Kurbelwelle 3 des Verbrennungsmotors 2 verschraubt. Am Außenumfang der zweiten Reibscheibe 22 ist ein Reibring 30 angeordnet. Dieser wird über eine Tellerfeder 31 , die sich an dem Primärmassendeckel 16 abstützt, gegen den Flanschring 23 des Sekundärflansches 19 gedrückt. Ein Stützring 32 dient der axialen Führung des Sekundärflansches 19 gegenüber dem Primärmassenblech 15 und dient zugleich als Reibelement diesem gegenüber. Die Rutschkupplung 20 rutscht bei überschreiten eines Rutschmomentes durch, wobei der Sekundärflansch 19 gegenüber der ersten Reibscheibe 21 und der zweiten
Reibscheibe 22 gleitet, die Sekundärseite 12 somit gegen die Gleitreibung der
Reibungseinrichtung 20 gegenüber der Primärseite verdreht wird.
Fig. 3 zeigt ein Diagramm des Verdrehwinkels φ der Sekundärseite 12 gegenüber der Primärseite 11 aufgetragen über das Motormoment M. Bei einem maximalen
Drehmoment M_Motor des Verbrennungsmotors 2 beträgt der Verdrehwinkel φ = (p_Motor. Bei Drehmomentstößen, sogenannten Impacts, wird die Sekundärseite 12 weiter gegenüber der Primärseite 11 verdreht. Bis zu einem relativen Verdrehwinkel (p_theoretisch bei einem Auslegungsmoment M_theoretisch werden die Bogenfedern 13 nur so weit gespannt, wie deren Dauerfestigkeit dies zulässt. Die Feder kann also beliebig vielen Lastwechseln unterzogen werden. Bei einer weiteren Verdrehung der Sekundärseite 12 gegenüber der Primärseite 11 werden die Federn 13 bis zum
Erreichen eines Verdrehwinkels (p_Anschlag bei dem Anschlagsmoment M_Anschlag in dem sogenannten High-Capacity-Bereich der Bogenfeder 13, in Fig. 3 und 5 gekennzeichnet mit HC, betrieben. Dies ist ein Bereich, in dem die Bogenfeder zeitfest ist, wobei ein Teil oder alle Windungen auf Block gehen können. In diesem Bereich kann die Bogenfeder 13 nur einer begrenzten Anzahl Lastwechseln, wenn auch einer sehr hohen, ausgesetzt werden. Bei dem Anschlagsmoment M_Anschlag sind die Bogenfedern 13 der Federeinrichtung 10 maximal gespannt und gehen auf Anschlag, die Federwindungen liegen dabei aufeinander. Bei Überschreiten des
Anschlagsmomentes M_Anschlag und des Verdrehwinkels (p_Max wird das
Rutschmomentes M_Rutsch der Rutschkupplung 20 erreicht, sodass diese bei weiterer Erhöhung des Motormomentes M durchrutscht. Das Anschlagmoment M_Anschlag ist größer als der 1 ,3-fache Wert des maximalen Drehmomentes M_Motor und kleiner als der 3,0-fache Wert des maximalen
Drehmomentes M_Motor. Das Anschlagmoment M_Anschlag kann alternativ größer als der 1 ,5-fache Wert des maximalen Drehmomentes M_Motor und kleiner als der 2,8-fache Wert des maximalen Drehmomentes M_Motor. Das Anschlagmoment M_Anschlag kann alternativ auch größer als der 1 ,8-fache Wert des maximalen Drehmomentes M_Motor und kleiner als der 2,3-fache Wert des maximalen
Drehmomentes M_Motor sein.
Das Rutschmomentes M_Rutsch der Rutschkupplung 20 ist größer als der jeweils obere Wert des Anschlagmomentes der Federeinrichtung. Nur bei selten auftretenden Impacts größer als dem Anschlagsmoment M_Anschlag der Federeinrichtung 10 wird daher die Rutschkupplung 20 aktiviert.
Fig. 4 zeigt ein Ausführungsbeispiel eines Zweimassenschwungrades als
Drehschwingungsdämpfer 4 ohne Rutschkupplung 20. Der Sekundärflansch 19 ist dabei direkt mit dem Abtriebsflansch 26 verbunden.
Fig. 5 zeigt ein Diagramm des Verdrehwinkels φ der Sekundärseite 12 gegenüber der Primärseite 11 des Drehschwingungsdämpfers 4 nach Fig. 4 über dem Motormoment M, vergleichbar der Darstellung der Fig. 4. Die Auslegung entspricht der des vorherigen Ausführungsbeispiels, wobei durch Wegfall der Rutschkupplung 20 bei Überschreiten des Anschlagsmoment M_Anschlag der Federeinrichtung 10 keine weitere Relativverdrehung zwischen Sekundärseite 12 und Primärseite 11 möglich ist, die Kurve M über φ somit parallel zur M-Achse verläuft.
Bezuqszeichenliste Antriebsstrang
Verbrennungsmotor
Kurbelwelle
Drehschwingungsdämpfer
Fahrzeugkupplung
elektrischen Zusatzantrieb
Schaltgetriebe
Differenzialgetriebe
angetriebenes Rad
Federeinrichtung
Primärseite
Sekundärseite
Bogenfeder
Gleitschale
Primärmassenblech
Primärmassedeckel
Bogenfederaufnahme
Flanschflügel
Sekundärflansch
Rutschkupplung
erste Reibscheibe
zweite Reibscheibe
Flanschring
Absatz
Nieten
Abtriebsflansch
Steckverzahnung
Welle
Schraube
Reibring
Tellerfeder
Stützring

Claims

Patentansprüche
Antriebsstrang (1 ) für ein Kraftfahrzeug, zumindest aufweisend einen
Verbrennungsmotor (2) und einen Drehschwingungsdämpfer (4) zur Dämpfung von Drehschwingungen, die aufgrund der Zündreihenfolge des
Verbrennungsmotors (2) entstehen, ferner aufweisend zumindest ein
angetriebenes Rad (9), durch das das vom Verbrennungsmotor (2) erzeugte und über den Drehschwingungsdämpfer (4) geleitete Drehmoment auf eine Fahrbahn übertragbar ist, wobei der Verbrennungsmotor (2) ausgebildet ist, ein maximales Drehmoment (M_Motor) zu erzeugen, und wobei der
Drehschwingungsdämpfer (4) zumindest eine ein Anschlagmoment
(M_Anschlag) aufweisende Federeinrichtung (10) aufweist, wobei das
Anschlagmoment (M_Anschlag) der Federeinrichtung derart eingestellt ist, dass gilt: 1 ,3 * maximales Drehmoment Verbrennungsmotor (M_Motor) <
Anschlagmoment (M_Anschlag) < 3,0 * maximales Drehmoment
Verbrennungsmotor (M_Motor).
Antriebsstrang nach Anspruch 1 , wobei gilt: 1 ,5 * maximales Drehmoment Verbrennungsmotor (M_Motor) < Anschlagmoment (M_Anschlag) < 2,8 * maximales Drehmoment Verbrennungsmotor (M_Motor).
Antriebsstrang nach Anspruch 2, wobei gilt: 1 ,8 * maximales Drehmoment Verbrennungsmotor (M_Motor) < Anschlagmoment (M_An schlag) < 2,3 * maximales Drehmoment Verbrennungsmotor (M_Motor).
Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei die Federeinrichtung (10) zumindest eine Bogenfeder (13) aufweist.
5. Antnebsstrang nach einem der Ansprüche 1 bis 4, wobei die Federeinrichtung (10) zumindest eine Schraubendruckfeder aufweist, die vorzugsweise als Bogenfeder (13) ausgebildet ist.
6. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 1 bis 5, wobei die Federeinrichtung
(10) als High-Capacity-Feder ausgebildet ist.
7. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 1 bis 6, wobei der
Drehschwingungsdämpfer (4) eine Rutschkupplung (20) aufweist.
8. Antriebsstrang nach Anspruch 7, wobei die Rutschkupplung (20) auf einer Sekundärseite (12) des Drehschwingungsdämpfers (4) angeordnet ist.
9. Antriebsstrang nach Anspruch 7 oder 8, wobei die Rutschkupplung (20) ein Rutschmoment (M_Rutsch) aufweist, das größer als das Anschlagmoment
(M_Anschlag) der Federeinrichtung (10) ist.
10. Drehschwingungsdämpfer (4) zur Verwendung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeuges mit einer Primärseite (11 ) und einer Sekundärseite (12), die entgegen der Wirkung zumindest einer Bogenfeder (13) gegeneinander verdrehbar sind, wobei sich die Bogenfeder (13) einerseits an der Primärseite
(11 ) und andererseits an einem Sekundärflansch (19) abstützt, der über eine Rutschkupplung (20) mit der Sekundärseite (12) verbunden ist, wobei die Rutschkupplung (20) ein Rutschmoment (M_Rutsch) aufweist, das größer als ein Anschlagmoment (M_Anschlag) der Bogenfeder (13) ist.
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Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19739517A1 (de) * 1997-09-09 1999-03-11 Mannesmann Sachs Ag Einrichtung zur Dämpfung von Drehmomentänderungen, insbesondere zur Dämpfung von in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs auftretenden Drehmomentspitzen
DE102013226235A1 (de) * 2013-01-23 2014-07-24 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Schraubendruckfeder und Drehschwingungsdämpfer

Patent Citations (2)

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