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Die Erfindung betrifft ein Antriebssystem für ein Kraftfahrzeug gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
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Bekannte Verbrennungsmotoren, wie beispielsweise 4-Takt-Verbrennungsmotoren, weisen üblicherweise eine zyklische Verbrennung auf. Diese bewirkt eine ungleichförmige und teilweise stark schwankende Abgabe des von dem Motor erzeugten Drehmoments, wodurch Schwankungen des Drehmoments in einem Antriebsstrang entstehen. Diese Drehmomentschwankungen lassen sich in Drehungleichförmigkeiten und ein Ruckel-Verhalten (im Folgenden auch: „Ruckeln“) unterteilen und entstehen insbesondere aufgrund von Gas- und Massenkräften im Motor sowie in einem Zusammenspiel mit den Komponenten des Antriebsstrangs. Hierdurch werden spürbare Vibrationen und akustische Effekte verursacht, welche von einem Fahrer des Fahrzeugs als störend wahrgenommen werden. Darüber hinaus ergeben sich aufgrund der Drehmomentschwankungen festigkeitsrelevante Schwierigkeiten in dem mit dem Verbrennungsmotor verbundenen Antriebsstrang aufgrund wechselnder Belastungen und resultierender Belastungsspitzen.
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Es ist daher bekannt, Systeme zur Reduzierung der Drehungleichförmigkeiten in räumlicher Nähe zu dem Verbrennungsmotor bzw. zwischen dem Verbrennungsmotor und einem nachfolgend angeordneten Fahrzeuggetriebe vorzusehen, um insbesondere die Drehungleichförmigkeiten und die damit verbundenen, voranstehend beschriebenen Effekte möglichst frühzeitig zu reduzieren. Zu diesem Zweck ist insbesondere das Zwei-Massen-Schwungrad (ZMS) bekannt. Daneben sind weitere physikalische Wirkungen bekannt, mit welchen die Drehungleichförmigkeiten reduziert werden können. Hierzu zählt die Nutzung großer Drehträgheiten, die beispielsweise bei einem Einsatz eines Ein-Massen-Schwungrades genutzt werden. Darüber hinaus ist die Kompensation mittels eines Gegenmoments, beispielsweise bei einem Kurbelwellen-Starter-Generator, der Einsatz eines Tilgers sowie eines Schlupfes, beispielsweise bei einer Kupplung, bekannt. Auch Kombinationen verschiedener Wirkprinzipien finden momentan in Kraftfahrzeugen Anwendung. Die beschriebene Positionierung bietet zusätzlich den Nachteil, dass eine Abstimmung des Systems erschwert ist. Es müssen an dieser Position zusätzliche Randeffekte aufgrund eines Motorstarts, eines Kuppel- oder Schaltvorgangs berücksichtigt und abgestimmt werden. Auch führt eine Anordnung vor dem Getriebe dazu, dass die anliegende Drehzahl nicht durch die Getriebeübersetzung variierbar sondern synchron mit dem Motor ist.
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Aufgrund steigender Anforderungen zur Reduzierung des CO2-Ausstoßes von Verbrennungsmotoren werden Motoren mit geringeren Betriebsdrehzahlen (bekannt als sogenanntes „Downspeeding“), kleinerem Hubraum und geringerer Zylinderanzahl in Verbindung mit einer Aufladung („Downsizing“) entwickelt. Diese Maßnahmen wirken sich ebenfalls auf die wirkenden Motorkräfte aus und verursachen zusätzlich stark ansteigende Drehmomentschwankungen, insbesondere in Form der Drehungleichförmigkeiten, im Vergleich zu den bisher eingesetzten Verbrennungsmotoren, welche eine Zylinderanzahl von vier, sechs oder mehr Zylindern sowie große Hubräume und hohe Drehzahlen aufweisen.
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Es besteht daher die Schwierigkeit diese verstärkten Drehmomentschwankungen wirkungsvoll auf ein für den Fahrer komfortables Maß zu reduzieren. Die voranstehend beschriebenen Systeme sind hierzu jedoch nicht geeignet, da insbesondere im Bereich von auftretenden systemspezifischen Eigenfrequenzen besonders hohe Drehmomentschwankungen auftreten, die beispielsweise von einem üblichen Zwei-Massen-Schwungrad nicht kompensiert werden können und folglich als unkomfortable Schwingungen für den Fahrer bzw. die Fahrzeuginsassen störend spür- und hörbar sind.
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Insbesondere treten die Drehmomentschwankungen in Form der Drehungleichförmigkeiten in einem Frequenzband von 20 bis 30 Hz sowie als „Ruckeln“ im Bereich unter 10 Hz aufgrund von Eigenfrequenzen mit besonders starker und somit als besonders störend wahrnehmbarer Amplitude hervor. Als Ursache für die Drehungleichförmigkeiten im Bereich von 20 Hz und 30Hz werden unter Anderem Antriebsstrang-spezifische Eigenfrequenzen, insbesondere Eigenfrequenzen der Abtriebswellen angesehen.
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Üblicherweise werden daher vergleichsweise weiche Abtriebswellen verwendet, die eine gewisse Dämpfungswirkung aufgrund einer bewusst zulässigen Torsionsbewegung bereitstellen und die auftretenden Drehungleichförmigkeiten reduzieren. Typische Steifigkeitswerte weicher Abtriebswellen betragen für Personenkraftwagen je nach Leistungsklasse ca. 100 bis 150 Nm/°. Dies bedeutet, dass ein Drehmoment von 100Nm bis 150Nm eine Verdrehung bzw. Verdrillung um 1° um die Längsachse der Abtriebswelle bewirkt. Es wird somit mit Hilfe der bekannten weichen Abtriebswellen ein Torsionsfreiheitsgrad bereitgestellt, der eine Dämpfung besonders der Drehungleichförmigkeiten bereitstellt.
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Nachteilig wirkt sich hierbei jedoch aus, dass das durch ruckartige Belastungen des Antriebssystems verursachte „Ruckeln“ aufgrund der weichen Wellen nur langsam abklingt und somit ebenfalls zu deutlich spürbaren Vibrationen führt. Eine höhere Steifigkeit der Abtriebswellen wird dennoch bewusst vermieden, da diese zwar einerseits eine Verbesserung des Ruckelverhaltens und ein schnelleres Abklingen bewirken würden, andererseits jedoch den Torsionsfreiheitsgrad der weichen Abtriebswellen derart einschränken würde, dass im Gegenzug dazu die Drehungleichförmigkeiten verstärkt hervortreten würden.
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Dies führt bisher zu einem notwendigen Kompromiss bei der Auslegung der Steifigkeiten der Abtriebswellen zwischen einem schnell abklingenden Ruckeln mittels relativ steifer Abtriebswellen und einer wünschenswerten Dämpfung der Drehmomentschwankungen bzw. der Drehungleichförmigkeiten mittels weicher Abtriebswellen.
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Es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung die genannten Nachteile zu kompensieren bzw. mindestens zu reduzieren und insbesondere auftretende Drehungleichförmigkeiten und gleichzeitig ein Ruckeln im Bereich auftretender Eigenfrequenzen zu reduzieren.
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Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst mit einem Antriebssystem für ein Kraftfahrzeug gemäß Anspruch 1. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungsformen ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen.
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Demnach wird ein Antriebssystem für ein Kraftfahrzeug bereitgestellt, mit
- - einer antreibbaren Antriebswelle
- - einem mit der Antriebswelle wirkgekoppelten Achsgetriebe und
- - mindestens einer mit dem Achsgetriebe wirkgekoppelten Abtriebswelle
zum Übertragen einer Drehbewegung mittels des Achsgetriebes von der Antriebswelle auf die mindestens eine Abtriebswelle. Die mindestens eine Abtriebswelle ist hochsteif ausgebildet und das Antriebssystem umfasst ein Federelement, welches dazu ausgestaltet ist, einen definierten Torsionsfreiheitsgrad in dem Antriebssystem bereitzustellen zum Reduzieren von Drehmomentschwankungen der Drehbewegung. Außerdem weist die mindestens eine hochsteife Abtriebswelle eine Torsionssteifigkeit von mindestens 200Nm pro Grad Verdrehwinkel auf.
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Das Antriebsystem umfasst also einen Antriebsstrang, der im Wesentlichen einem bekannten Antriebsstrang mit einer Antriebswelle und einer mittels des Achsgetriebes verbundenen Abtriebswelle entspricht. Selbstverständlich können über das Achsgetriebe mehr als eine Abtriebswelle, insbesondere zwei Abtriebswellen, vorgesehen sein, welche jeweils ein Rad des Fahrzeugs antreiben. Auf die bekannte Funktionsweise wird daher nicht weiter eingegangen.
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Entgegen der vorherrschenden Meinung wird im Gegensatz zu bekannten Antriebssystemen für das beschriebene Antriebssystem eine oder mehrere hochsteife Abtriebswellen vorgesehen.
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Als hochsteife Abtriebswellen werden im Sinne der vorliegenden Erfindung Abtriebswellen verstanden, welche eine Steifigkeit aufweisen, die über den Steifigkeitswerten üblicherweise eingesetzter weicher Abtriebswellen für die jeweiligen Kraftfahrzeuge liegen. Die hochsteifen Abtriebswellen zeichnen sich insbesondere dadurch aus, dass sie im Rahmen der für den Betrieb des jeweiligen Fahrzeugs vorgesehenen Belastungen, also in einem regulären Betrieb, keinen bzw. lediglich einen vernachlässigbaren Torsionsfreiheitsgrad bereitstellen und somit lediglich in vernachlässigbarem Umfang verdrillt bzw. tordiert werden. Dies ermöglicht eine besonders wirkungsvolle Reduktion des Ruckelverhaltens, da die hochsteifen Abtriebswellen aufgrund ihrer erhöhten Steifigkeit lediglich in geringerem Maße tordiert werden und außerdem eine Anregung einer Torsionsschwingung schnell abklingt.
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Mit anderen Worten kann mit Hilfe der hochsteifen Abtriebswellen ein Nachschwingen der Abtriebswellen nach Anregung durch einen das Ruckeln auslösenden Impuls besonders schnell abklingen, so dass dieses für den Fahrer bzw. die Fahrzeuginsassen kaum wahrnehmbar wird.
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Um einen hiermit einhergehenden extremen Anstieg der Drehungleichförmigkeiten zu verhindern, wird erfindungsgemäß vorgesehen, den definierten Torsionsfreiheitsgrad mittels des Federelements bereitzustellen. Das Federelement ist derart ausgestaltet, dass dieses verdrehbar in dem Antriebsstrang angeordnet ist. Es wird also ein undefinierter Torsionsfreiheitsgrad aus den weichen Abtriebswellen mittels der hochsteifen Abtriebswellen entfernt und zentral an einer vorgesehenen Stelle in definiertem Maße und in definierter und ggf. regelbarer Wirkungsweise positioniert mit der hieraus vorteilhaften Wirkung auf das gesamte Antriebssystem.
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Dies ermöglicht eine gezielte, örtlich bestimmbare Anordnung sowie eine leichte und kontrollierte Beeinflussung bzw. Einstellbarkeit des Torsionsfreiheitsgrades und somit der Torsionssteifigkeit.
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Im Sinne der vorliegenden Erfindung ist also eine Reduktion einer Drehmomentschwankung derart zu verstehen, dass insbesondere im Bereich von bisher auftretenden störenden Eigenfrequenzen eine Reduzierung von Schwingungsamplituden erzielt wird. Auf diese Weise lassen sich einzelne, besonders stark hervortretende Schwingungsamplituden bzw. Schwingungsspitzen, kompensieren, so dass zumindest in bestimmten Frequenzbereichen eine Reduktion bewirkt wird. Dieser bereichsweisen reduzierenden Wirkung kann gegebenenfalls eine breitbandige Anhebung von Schwingungsamplituden in einem anderen, im Vergleich zu den Eigenfrequenzbereichen relativ breiten Frequenzbereich gegenüberstehen. Da jedoch eine derartige breitbandige Anhebung in einem relativ breiten Frequenzspektrums von einem Fahrzeuginsassen weit weniger störend wahrgenommen wird als eine Erhöhung einzelner bestimmter Frequenzen, soll diese Wirkung nicht im Widerspruch zu der erfindungsgemäßen Reduzierung von Drehmomentschwankungen insbesondere im Bereich der Eigenfrequenzen stehen.
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Auf diese Weise kann ein Reduzieren von Drehungleichförmigkeiten bei gleichzeitigem Reduzieren eines Ruckelverhaltens des Antriebssystems erzielt werden, so dass sich mittels der erfindungsgemäßen Kombination der hochsteifen Abtriebswellen mit dem gleichzeitig vorgesehenen Federelement die voranstehend beschriebene Kompromissfindung erübrigt.
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Gemäß einer weiteren Ausführungsform sind das Federelement und eine Steifigkeit der hochsteifen Abtriebswelle derart aufeinander abgestimmt, dass das Federelement eine geringere effektive Torsionssteifigkeit aufweist als die hochsteife Abtriebswelle, um den definierten Torsionsfreiheitsgrad bereitzustellen.
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Unter der effektiven Torsionssteifigkeit ist eine Torsionssteifigkeit zu verstehen, die je nach Anordnung der hochsteifen Abtriebswelle zu dem Federelement ein gegebenenfalls zwischengeschaltetes Getriebe und das hiermit beinhaltete Übersetzungsverhältnis berücksichtigt. Die effektive Torsionssteifigkeit ist daher als übersetzungsbereinigte Torsionssteifigkeit zu verstehen, d.h. es wurden die Einflüsse der Getriebeübersetzung rechnerisch bereinigt bzw. entfernt. Die Berechnung der effektiven Torsionssteifigkeiten ermöglicht somit einen Vergleich der jeweiligen Steifigkeiten, als ob diese auf einer gemeinsamen Welle in Serie ohne ein zwischengeschaltetes Getriebe angeordnet wären. Dies bedeutet aber auch, dass die absoluten Steifigkeitswerte daher entsprechend abweichen und in einem anderen Verhältnis zueinander stehen können.
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Vorzugsweise ist die effektive Torsionssteifigkeit des Federelements mindestens um den Faktor
1/
2 kleiner als die effektive Torsionssteifigkeit der Abtriebswelle und/oder als eine effektive Torsionssteifigkeit weiterer Elemente des Antriebssystems, vorzugsweise um den Faktor
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Mittels einer geeigneten Abstimmung des Federelements können die Schwingungseigenschaften des beschriebenen Antriebssystems derart verändert werden, dass sich für ein globales Schwingungsspektrum des Antriebssystems ein Schwingungsknoten im Bereich des Federelements bildet. Hierzu muss die Torsionssteifigkeit des Federelements beispielsweise mindestens um den Faktor
geringer sein als eine effektive Torsionssteifigkeit der Abtriebswellen bzw. anderer schwingender Bauteile des Antriebssystems. Dieser Schwingungsknoten im Bereich des Federelements führt je nach Ausgestaltung zu einer gezielten lokalen Beruhigung des Antriebsstrangs, insbesondere wenn das Federelement speziell im Bereich von Koppelpunkten zur Abstützung gegenüber dem restlichen Fahrzeug vorgesehen ist, welche die auftretenden Schwingungen auf das restliche Fahrzeug übertragen können.
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Außerdem kann das Federelement ein Feder-Dämpferelement zum Bereitstellen einer definierten Federwirkung und/oder einer definierten Dämpfungswirkung umfassen. Auf diese Weise kann neben der Federung eine zusätzliche Dämpfung vorgesehen werden. Beispielhafte Ausgestaltungen eines Feder-Dämpferelements werden nachfolgend genauer beschrieben.
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Wie beschrieben weist die mindestens eine hochsteife Abtriebswelle eine Torsionssteifigkeit von mindestens 200Nm pro Grad Verdrehwinkel (kurz: 200Nm/°) auf, vorzugsweise mindestens 350Nm/°.
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Gemäß einer Ausführungsform umfassen die Antriebswelle und/oder die mindestens eine Abtriebswelle einen Faserverbundwerkstoff. Dies bedeutet, dass die Abtriebswelle einen definierten Anteil eines Faserverbundwerkstoffes aufweist oder im Wesentlichen vollständig aus diesem hergestellt ist. Mit Hilfe des Faserverbundwerkstoffes lassen sich besonders hochfeste und torsionssteife Abtriebswellen realisieren. Zusätzlich können diese wesentlich leichter ausgeführt sein.
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Beispielsweise kann das Federelement der Antriebswelle, dem Achsgetriebe und/oder der mindestens einen Abtriebswelle zugeordnet sein. Demnach ist es möglich das Federelement zur Reduktion der Drehmomentschwankungen an der Antriebswelle oder der jeweiligen Abtriebswelle vorzusehen. Außerdem kann das Federelement in dem Achsgetriebe angeordnet sein. Insbesondere ist es möglich das Federelement in ein Differentialgetriebe zu integrieren, welches üblicherweise in Achsgetrieben vorgesehen ist. Das Federelement ist in diesem Fall in besonders bevorzugter Weise in unmittelbarer Nähe zu dem Differential bzw. dessen Übersetzung angeordnet und erlaubt somit bei einer entsprechenden Abstimmung einen der voranstehend genannten Knotenpunkte im Bereich des Differentials zu erzeugen.
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Die beschriebenen Möglichkeiten einer Anordnung des Federelements sind derart zu verstehen, dass der Antriebsstrang nicht nur eines der beschriebenen Federelemente sondern mehrere Federelemente umfassen kann. Diese können gemäß den voranstehend beschriebenen Anordnungen entweder einem einzigen der Bauteile, also der Antriebswelle, dem Achsgetriebe und/oder der mindestens einen Abtriebswelle, aber auch mehreren dieser Bauteile zugeordnet sein. Beispielsweise kann ein erstes Federelement der Antriebswelle und/oder ein zweites Federelement dem Achsgetriebe und/oder ein Federelement pro Abtriebswelle vorgesehen werden.
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Allen beschriebenen Anordnungen ist gemein, dass das Federelement einen Torsionsfreiheitsgrad im Bereich der genannten angetriebenen Bauteile vorsieht und mit den vorgesehenen hochsteifen Abtriebsachsen derart zusammenwirkt, dass diese im vorgesehenen Betrieb einen vernachlässigbaren Torsionsfreiheitsgrad aufweisen und gleichzeitig das Federelement einen eigenen, definierten Torsionsfreiheitsgrad bereitstellt. In jedem Fall ist das Federelement mit zwei relativ zueinander beweglichen Abschnitten des oder der jeweiligen genannten Bauteile verbunden, um diese drehbeweglich miteinander zu koppeln und somit den Torsionsfreiheitsgrad zu schaffen.
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Das Federelement kann ein passives Federelement, beispielsweise ein mechanisch federndes Bauteil, umfassen. Dies bedeutet, dass dieses ohne eine Zufuhr von zusätzlicher Energie arbeitet. Auch kann die optionale Dämpfungsfunktion ebenfalls passiv ausgeführt sein. Lediglich beispielsweise kann das Federelement einen Torsionsdämpfer, eine Spiralfeder, ein Gummielement, eine Kupplung, ein Zwei-Massen-Schwungrad oder eine Spiralfeder mit einem zusätzlichen Dämpfungselement umfassen.
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Außerdem kann das Federelement regelbar ausgebildet sein, so dass eine Federwirkung bzw. eine ggf. vorhandene Dämpfungswirkung auf einen momentan gewünschten definierten Wert regelbar ist. Damit ist es beispielsweise möglich, ab einem bestimmten Drehzahl- bzw. Frequenzbereich die Charakteristik des Federelements an die Anregung der Drehmomentschwankungen bzw. die Drehungleichförmigkeiten anzupassen. Hierzu eignen sich unter anderem regelbare hydraulische Dämpfungssysteme. Aber auch mechanische Dämpfungssysteme mit einer Drehzahladaption sind zur Regelung des Federelements, insbesondere des Feder-Dämpferelements möglich. Diese regeln ihre Dämpfungswirkung beispielsweise über eine Fliehkraftwirkung, wobei eine Öffnung eines Ventils zum Drosseln eines Dämpfungsfluids in Abhängigkeit der wirkenden Fliehkraft variiert wird.
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Gemäß einer weiteren Ausführungsform umfasst das Antriebssystem außerdem ein zusätzliches Dämpfungselement, das zur Reduzierung von Drehmomentschwankungen, insbesondere von Drehungleichförmigkeiten, der Antriebswelle zugeordnet ist. Es wird also eine Kombination des voranstehend beschriebenen Antriebssystems, welches hochsteife Abtriebswellen und ein zusätzliches Federelement umfasst, mit einem zusätzlichen Dämpfungselement vorgeschlagen. Dieses zusätzliche Dämpfungselement kann beispielsweise an der Antriebswelle in einem Bereich zwischen einem Motor des Fahrzeugs und einem Getriebe oder zwischen dem Getriebe und dem Achsgetriebe vorgesehen sein. Als mögliche Ausgestaltungsformen dieses zusätzlichen Dämpfungselements zur Reduzierung von Drehungleichförmigkeiten sind grundsätzlich alle bekannten Dämpfungselemente geeignet. Lediglich beispielhaft kann das Dämpfungselement als Zwei-Massen-Schwungrad, als Kupplung, als elektromagnetische Maschine oder vergleichbare Vorrichtung ausgebildet sein. Hierdurch kann eine weitere, verbesserte Reduzierung von Drehmomentschwankungen erzielt werden.
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Die Erfindung wird nachfolgend unter Bezugnahme auf die beigefügte Zeichnung näher erläutert. Dabei zeigen:
- 1 ein Antriebssystem gemäß dem Stand der Technik,
- 2 eine erste Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Antriebssystems,
- 3 eine zweite Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Antriebssystems,
- 4 eine dritte Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Antriebssystems, und
- 5 ein Amplituden-Frequenz-Spektrum für ein Antriebssystem nach 1 und ein erfindungsgemäßes Antriebssystem nach einer der 2 bis 4 im Vergleich.
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1 zeigt ein Antriebssystem eines Kraftfahrzeuges gemäß dem Stand der Technik. Das Antriebssystem 10 umfasst ein Achsgetriebe 11 mit einem Differential 12, wobei über eine Antriebswelle 13 eine Drehbewegung von einem Verbrennungsmotor (nicht dargestellt) mittels des Differentials 12 des Achsgetriebes 11 auf zwei Abtriebswellen 14a, 14b übertragen wird. Die Abtriebswellen 14a, 14b sind wiederum mit jeweils einem Rad des Kraftfahrzeuges (ebenfalls nicht dargestellt) verbunden. Die Funktionsweise dieses Antriebssystems ist bekannt und wird daher nicht weiter erläutert.
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2 zeigt eine erste Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Antriebssystems 20. Dieses umfasst entsprechend dem in 1 dargestellten Antriebssystems 10 ein Achsgetriebe 21 mit einem Differential 22 und zwei Abtriebswellen 24a, 24b. Im Gegensatz zu 1 weist das in 2 dargestellte Antriebssystem 20 jedoch eine Antriebswelle 23 mit einem zusätzlichen Federelement 25 zur Reduzierung von Drehmomentschwankungen auf. Das zusätzliche Federelement 25 ist in der dargestellten Ausführungsform als Feder-Dämpfer-Element ausgebildet und innerhalb des Getriebes 21 angeordnet. Selbstverständlich kann das Federelement 25 lediglich eine Federkomponente ohne eine zusätzliche Dämpferkomponente aufweisen. Darüber hinaus kann das Federelement 25 ebenso entlang der Antriebswelle 23 verschoben außerhalb des Achsgetriebes 21 angeordnet sein.
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Des Weiteren sind die beiden Abtriebswellen 24a, 24b im Gegensatz zu dem Stand der Technik hochsteif ausgebildet und weisen somit eine gegenüber dem Stand der Technik vergleichsweise hohe Torsionssteifigkeit auf.
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Diese kombinierte Anordnung aus Federelement 25 und hochsteifen Abtriebswellen 24a, 24b ermöglicht eine definierte Anordnung eines Torsionsfreiheitsgrades des Antriebssystems im Bereich der Antriebswelle, so dass Drehmomentschwankungen der Antriebswelle 23 kompensiert werden können. Ferner wird auf diese Weise eine gezielte Anpassung des Torsionsfreiheitsgrades durch eine entsprechende Auslegung des Federelements 25 ermöglicht.
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Zusätzlich können durch eine geeignete Abstimmung des Federelements
25 die Schwingungseigenschaften der dargestellten Anordnung derart verändert werden, dass sich für ein globales Schwingungsspektrum ein Schwingungsknoten im Bereich des Differentials in unmittelbarer Nähe zum Getriebe
21 bildet. Hierzu muss die Torsionssteifigkeit des Federelements
25 beispielsweise mindestens um den Faktor
geringer sein als eine effektive Torsionssteifigkeit der Abtriebswellen
24a,
24b bzw. anderer schwingender Bauteile des Antriebssystems
20. Dieser Schwingungsknoten im Bereich des Differentials und somit auch im Bereich des gesamten Getriebes
21 führt zu einer gezielten lokalen Beruhigung des Antriebsstrangs, da speziell in diesem Bereich Koppelpunkte zur Abstützung gegenüber dem restlichen Fahrzeug vorgesehen sind, welche die auftretenden Schwingungen auf das restliche Fahrzeug übertragen können.
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3 zeigt eine zweite Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Antriebssystems 30. Dieses entspricht in seiner Wirkungsweise dem in 2 beschriebenen Antriebssystem 20, so dass diesbezüglich auf die gegebene Beschreibung verwiesen werden kann. Im Gegensatz zu 2 ist jedoch ein Federelement 35 nicht einer Antriebswelle 33 zugeordnet, sondern einem Differential 32 eines Achsgetriebes 31 des Antriebssystems 30. Es werden folglich Drehmomentschwankungen in dem Differential 32 kompensiert, wobei das Differential 32 mit zwei hochfesten Abtriebswellen 34a, 34b zur Übertragung einer Drehbewegung wirkgekoppelt ist.
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4 zeigt eine dritte Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Antriebssystems 40. Dieses entspricht in seiner Wirkungsweise den in 2 und 3 beschriebenen Antriebssystemen 20, 30, so dass diesbezüglich auf die gegebenen Beschreibungen verwiesen werden kann. Im Gegensatz zu 2 und 3 ist jedoch ein Federelement 45 nicht einer Antriebswelle 33 oder einem Differential 32 zugeordnet, sondern jeweils einer Abtriebswelle 45a, 45b des Antriebssystems 40. Es werden folglich Drehmomentschwankungen der Abtriebswellen 45a, 45b kompensiert.
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Gemäß einer nicht dargestellten Ausführungsform ist eine kombinierte Anordnung der in 2 und/oder in 3 und/oder in 4 dargestellten Ausführungsformen möglich, so dass jeweils ein Federelement der Antriebswelle und/oder dem Differential und/oder jeweils einer Abtriebswelle zugeordnet ist.
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5 zeigt ein Amplituden-Frequenz-Spektrum für ein bekanntes Antriebssystem nach 1 (Kurve B) und ein erfindungsgemäßes Antriebssystem nach einer der 2 bis 4 (Kurve A). Dieses zeigt im Wesentlichen einen in den Bereichen I und II stark ansteigenden Verlauf der ermittelten Amplituden, wobei mit der erfindungsgemäßen Antriebssystem (Kurve A) insbesondere im Bereich II eine deutliche Reduzierung der Amplituden erzielt werden kann. Eine Amplitudenspitze, welche bei dem bekannten Antriebssystem gemäß dem Stand der Technik aufgrund von Eigenfrequenzen auftritt, kann mit dem erfindungsgemäßen Antriebssystem reduziert werden, so dass spür- und hörbare Vibrationen deutlich verringert werden.
