DE19826351C2 - Antriebsanordnung mit hydrodynamischen Drehmomentwandler und zwei Dämpfern - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine Antriebsanordnung nach dem Oberbe­ griff von Patentanspruch 1.

Aus der DE 43 33 562 A1 sind zwei Antriebsanordnungen bekannt. In einem ersten Ausführungsbeispiel, das den gattungsbildenden Stand der Technik darstellt, ist eine Antriebsanordnung ge­ zeigt, bei der koaxial zwischen einem Antriebsmotor und einem Getriebe ein Drehmomentwandler angeordnet ist, der eine Wand­ lerpumpe und eine Wandlerturbine umfaßt. Dabei ist ein Gehäuse des hydrodynamischen Drehmomentwandlers unter Zwischenfügung eines Anlasserzahnkranzes mit einer Kurbelwelle des Antriebsmo­ tors drehfest verbunden. Der Drehmomentwandler ist mit einer Überbrückungskupplung ausgestattet.

Ein erster Torsionsdämpfer ist als Zwei-Wege-Dämpfer ausgebil­ det und überträgt das Drehmoment sowohl beim Wandlerbetrieb als auch bei überbrücktem Drehmomentwandler vom Antriebsmotor auf eine Getriebeeingangswelle des Getriebes. Ein zweiter zwischen dem Wandlergehäuse und der Überbrückungskupplung angeordneter Torsionsdämpfer ist ausschließlich bei überbrücktem Drehmoment­ wandler an der Drehmomentübertragung auf die Getriebeeingangs­ welle beteiligt.

Ein Nachteil der gattungsbildenden Antriebsanordnung liegt dar­ in, daß Schwingungen von ihr ausgehen, die für Fahrzeuginsassen hör- und spürbar sind.

Generell gilt hierzu, daß in einem bei ca. 33 Hz beginnenden Frequenzbereich vorrangig die spürbaren Vibrationen als unange­ nehm empfunden werden. Abhängig von den weiteren Fahrzeugkompo­ nenten, wie insbesondere der Karosserie, können in einem bei ca. 50 Hz beginnenden Frequenzbereich die hörbaren Schwingungen vor den spürbaren Vibrationen in den Vordergrund treten. Späte­ stens ab 100 Hz werden vorrangig die hörbaren Schwingungen als unangenehm empfunden. Bei einem Vierzylindermotor entspricht der Frequenzbereich von 33 Hz der Schwingungsanregung im Dreh­ zahlbereich von 1000 U/min. Der Frequenzbereich von 100 Hz ent­ spricht der Schwingungsanregung dieses Motors bei Drehzahlen von ca. 3000 U/min. Verschiedene Einflußfaktoren bestimmen da­ bei, ob und wie Schwingungen wahrgenommen werden. Die angeregte Frequenz ist insbesondere abhängig von der Zylinderanzahl des Antriebsmotors. Die Vibrationsstärke bzw. die Lautstärke ist in erster Linie abhängig von dem Torsionswinkelausschlag der An­ triebsanordnung.

Ein weiterer Nachteil im gattungsbildenden Stand der Technik liegt darin, daß es erst bei relativ hohen Drehzahlen möglich ist, die Überbrückungskupplung zu schließen und daher die ge­ nannten Vibrations- und Geräuschprobleme erst bei verhältnismä­ ßig hohen Drehzahlen vermieden werden können.

Insbesondere die Wandlerturbine, die bei überbrücktem Drehmo­ mentwandler über die beiden Dämpfer mit dem Antriebsstrang ver­ bunden ist, kann im Bereich von 1300 U/min bis 2500 U/min Reso­ nanzschwingungen ausführen, die zu Vibrations- und/oder Ge­ räuschbelastungen der Fahrzeuginsassen führen.

Weitere von den Fahrzeuginsassen als unangenehm wahrgenommene Resonanzschwingungen ergeben sich in einem höheren Drehzahlbe­ reich. Dieser liegt beim Vierzylindermotor bei 3500 U/min bis 4500 U/min. In diesem Drehzahlbereich schwingen die drehenden Massen des Automatikgetriebes in Resonanz gegen die drehenden Massen des Hinterachsgetriebes, wobei die das Verbindungsele­ ment bildende Hohlwelle verdreht wird. Die drehenden Massen des Automatikgetriebes werden vorrangig von dessen Planetensätzen und Lamellenkupplungen gebildet. Die drehenden Massen des Hin­ terachsgetriebes werden vorrangig von der Ritzelwelle und dem Differential gebildet. Zu dem Massenträgheitsmoment des Hinter­ achsgetriebes addiert sich dabei das Massenträgheitsmoment der Flanschverbindung zwischen der Hohlwelle und dem Hinterachsge­ triebe. Da diese Hohlwelle im Verhältnis zum Durchmesser lang ist, ist der Torsionswinkel der Hohlwelle relativ groß.

Aus dem zweiten Ausführungsbeispiel der DE 43 33 562 A1 ist ei­ ne weitere Antriebsanordnung bekannt, bei der sich nur ein Zwei-Wege-Dämpfer im Kraftfluß von der Wandlerturbine und der Überbrückungskupplung auf die Getriebeeingangswelle befindet. Es ist kein zweiter Torsionsdämpfer vorhanden und die Wandler­ turbine ist bei eingerückter Überbrückungskupplung drehfest mit der Wandlerpumpe beziehungsweise mit dem Wandlergehäuse verbun­ den. Somit kann sich in dem für den Fahrbetrieb relevanten Drehzahlbereich keine Resonanzschwingung der Wandlerturbine re­ lativ zur Wandlerpumpe aufbauen. Die Schwingungsabkopplung ist ansonsten im übrigen Drehzahlbereich schlechter als bei der gattungsbildenden Lösung. Insbesondere die im Drehzahlbereich von 3500 U/min bis 4500 U/min auftretenden Resonanzschwingungen an der Hohlwelle führen durch das im Vergleich zum ersten Aus­ führungsbeispiel insgesamt schlechtere Niveau der Schwingungs­ abkopplung bei hohen Drehzahlen zu relativ großen Schwin­ gungsamplituden.

Durch das schlechtere Niveau der Schwingungsabkopplung über den gesamten Drehzahlbereich bietet sich die Überbrückung des Drehmomentwandlers bei dieser Ausführungsform erst bei sehr ho­ hen Drehzahlen an.

Die zuvor beschriebene Problematik verschärft sich insbesondere bei der Verwendung aufgeladener, direkteinspritzender Antriebs­ motoren, da diese mit hohen Drücken in den Brennräumen arbei­ ten, wodurch die Drehmomentschwankungen und dementsprechend die Amplituden der Schwingungsanregungen verhältnismäßig groß wer­ den.

Der Betrieb des Drehmomentwandlers über einen weiten Drehzahl­ bereich verringert aufgrund seines hydrodynamischen Kraftüber­ tragungsprinzipes zwar die übertragenen Schwingungen, jedoch führt die Umwandlung von mechanischer in hydraulische und an­ schließend wieder in mechanische Energie zu Leistungsverlusten. Da der Antriebsmotor somit mehr Energie aufbringen muß, als an der Getriebeeingangswelle genutzt wird, ist der Kraftstoffver­ brauch bei hydrodynamischer Kraftübertragung höher als bei me­ chanischer Kraftübertragung infolge eines überbrückten Drehmo­ mentwandlers.

Ferner sind aus der EP 0 350 298 A2 und der JP 5-71 613 (A) zwei einander ähnliche Antriebsstränge bekannt, welche mitein­ ander übereinstimmend zwei Torsionsdämpfer aufweisen. Die Wand­ lerturbine, die aufgrund Ihrer radialen Ausdehnung ein relativ großes Trägheitsmoment aufweist, ist im Kraftfluß zwischen der Wandlerpumpe und dem Getriebe angeordnet. Diese Wandlerturbine ist bei eingerückter Überbrückungskupplung einerseits über den ersten Torsionsdämpfer elastisch mit der Wandlerpumpe und ande­ rerseits über die relativ torsionsweiche Getriebeeingangswelle elastisch mit dem Getriebe verbunden. Die Resonanzfrequenz der Wandlerturbine ist damit u. a. abhängig von der Torsionssteifig­ keit der Getriebeeingangswelle. Da diese Torsionssteifigkeit im Verhältnis zu einem Torsionsdämpfer relativ hoch ist, liegt die Resonanzfrequenz der Wandlerturbine auch in einem hohen Dreh­ zahlbereich. Infolge dieser Resonanzfrequenz kommt es bei hohen Drehzahlen in nachteilhafter Weise zu störenden Schwingungen.

Die Aufgabe der Erfindung liegt darin, bei einem Kraftfahrzeug mit einem hydrodynamischen Drehmomentwandler im Antriebsstrang die Schwingungsentkopplung zu verbessern und gleichzeitig den Kraftstoffverbrauch zu verringern.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale von Patentanspruch 1 gelöst.

Ein Vorteil der Erfindung besteht darin, daß die Überbrückungs­ kupplung bereits bei verhältnismäßig tiefen Drehzahlen einge­ rückt werden kann, ohne die Kraftfahrzeuginsassen mit Vibratio­ nen oder Triebstranggeräuschen zu belasten.

Ein weiterer Vorteil liegt in der Verringerung des Kraftstoff­ verbrauches. Dieser Vorteil ergibt sich, da durch die bereits in einem tiefen Drehzahlbereich geschlossene Überbrückungskupp­ lung in einem sehr weiten Drehzahlbereich die Kraft vom An­ triebsmotor auf das Getriebe ausschließlich mechanisch übertra­ gen wird. Demzufolge treten dann keine Energieverluste infolge der Umwandlung der mechanischen in hydraulische und anschlie­ ßend wieder in mechanische Energie auf.

Ein weiterer Vorteil der Erfindung ergibt sich dadurch, daß die Schwingungsanregung der Karosserie infolge der geringeren An­ triebsstrangschwingungen verringert wird.

Als besonders vorteilhaft erweist sich die Verwendung der Er­ findung im Zusammenhang mit aufgeladenen, direkteinspritzenden Motoren und/oder Motoren mit geringer Zylinderanzahl, die eine relativ starke Schwingungsanregung aufweisen. Die erfindungsge­ mäße Antriebsanordnung zeigt bei solchen Antriebsmotoren ein wesentlich geringeres Schwingungsniveau.

Bei der Ausführungsform der Antriebsanordnung gemäß Patentan­ spruch 2 wird in vorteilhafter Weise die vom Antriebsmotor aus­ gehende Schwingungsanregung reduziert.

Die erfindungsmäßige Ausführung gemäß Patentanspruch 3 stellt eine kostengünstige und platzsparende Ausführungsform der Er­ findung dar.

Durch die Ausführung der Erfindung gemäß Patentanspruch 4 ist eine flexible Steuerung der Überbrückungskupplung ermöglicht.

In Patentanspruch 5 ist eine bevorzugte Bauform der Betäti­ gungseinrichtung aufgezeigt.

Im Patentanspruch 6 ist eine Steuerung des Anpreßdruckes der Überbrückungskupplung in Abhängigkeit von dem Wandlerinnendruck oder der Drehzahl dargestellt. Somit ist es auch möglich, den Anpreßdruck der Überbrückungskupplung stufenlos mit und ohne Schlupf zu regeln.

Der Patentanspruch 8 stellt eine weitere mögliche Ausführungs­ form der Antriebsanordnung dar. Durch die Verwendung einer La­ mellenkupplung ist es möglich, unter bestimmten Betriebsbedin­ gungen ohne thermische Probleme mit schlupfender Überbrückungs­ kupplung zu fahren, wodurch der Fortfall der Schwingungsisolie­ rung durch die hydraulische Kraftübertragung des Drehmoment­ wandlers kompensiert werden kann.

Ein Geber an der Trägerplatte gemäß Patentanspruch 10 ermög­ licht die Ermittlung der Motordrehzahl.

Die Ausführung der Erfindung gemäß Patentanspruch 12 ermöglicht die Ermittlung der Position der Kurbelwelle.

Weitere Vorteile der Erfindung gehen aus den übrigen Unteran­ sprüchen und der Beschreibung hervor.

Die Erfindung ist nachstehend anhand von einer in der Zeichnung dargestellten Ausführungsform und einem Diagramm näher be­ schrieben.

Es zeigen

Fig. 1 einen Längsschnitt einer erfindungsgemäßen Antriebsan­ ordnung, die einen Drehmomentwandler, eine Trägerscheibe und einen Stützring umfaßt,

Fig. 2 eine Ansicht einer in der Fig. 1. schematisch dargestell­ ten Trägerscheibe mit Bogenfedern und Langlöchern, durch die der Federweg der Trägerplatte bestimmt und begrenzt ist,

Fig. 3 eine Ansicht eines in der Fig. 1 schematisch dargestell­ ten Stützringes mit Bogenfedern und Langlöchern mit analoger Funktion wie in Fig. 2,

Fig. 4 ein Diagramm, das den Torsionswinkel am Flansch eines Hinterachsgetriebes für die Schwingungen zweiter Ordnung für drei unterschiedliche Antriebsanordnungen im Fall einer perma­ nent geschlossenen Überbrückungskupplung über der Drehzahl dar­ stellt. Die drei Graphen zeigen

• - eine Antriebsanordnung gemäß dem gattungsbildenden Stand der Technik,
• - eine Antriebsanordnung mit ausschließlich einem Zwei-Wege- Dämpfer (ebenfalls Stand der Technik) und
• - eine Antriebsanordnung gemäß der Erfindung.

Fig. 1 zeigt eine Antriebsanordnung mit einem hydrodynamischen Drehmomentwandler 1, der eingangsseitig koaxial und drehfest unter Zwischenfügung einer axial steifen Trägerplatte 2 mit ei­ ner Kurbelwelle 3 eines Antriebsmotors und der ausgangsseitig koaxial mit einer Getriebeeingangswelle 4 eines Getriebes ver­ bunden ist. Der Antriebsmotor und das Getriebe sind nicht näher dargestellt. Eine Drehmomentübertragung der Trägerplatte 2 auf ein Gehäuse 5 des Drehmomentwandlers 1 erfolgt dabei über einen Dämpfer 6. Im Gehäuse 5 sind ein weiterer Dämpfer 7 und eine Überbrückungskupplung 8 angeordnet.

Der hydrodynamische Drehmomentwandler 1 umfaßt das Gehäuse 5, ein Pumpenrad 35, ein Turbinenrad 37 und ein Leitrad 38.

Die nachfolgende nähere Beschreibung des Ausführungsbeispieles folgt dabei dem Kraftfluß von der Kurbelwelle 3 auf die Getrie­ beeingangswelle 4. Der Kraftfluß verläuft dabei von der Kurbel­ welle 3, über die Trägerplatte 2 auf den Dämpfer 6. Dieser überträgt den Kraftfluß auf das Gehäuse 5 des Drehmomentwand­ lers 1 und das mit dem Gehäuse 5 verbundene Pumpenrad 35. Bei hydrodynamischer Kraftübertragung wird der Kraftfluß von dem Pumpenrad 35 auf das Turbinenrad 37 und über den Dämpfer 7 auf die Getriebeeingangswelle 4 übertragen. Hingegen wird der Kraftfluß bei eingerückter Überbrückungskupplung 8 vom Gehäuse 5 über die Überbrückungskupplung 8 auf den Dämpfer 7 und an­ schließend auf die Getriebeeingangswelle 4 übertragen.

Die Trägerplatte 2 weist koaxial zur Längsachse 9 angeordnete Bohrungen 10 auf, durch die von der Seite des Drehmomentwand­ lers 1 Schrauben 11 gesteckt sind. Diese Schrauben 11 umfassen einen dem Schraubenkopf 12 benachbarten Gewindefreistich 13 und sind in Gewindegrundlöchern 14 der Kurbelwelle 3 verschraubt.

Ein nicht näher dargestellter Hall-Sensor nimmt die Drehzahl des Antriebsmotors mittels einer Verzahnung 15 am Umfang der Trägerplatte 2 auf. Die Trägerplatte 2 ist, wie nachfolgend be­ schrieben, gegen die Federkraft von Bogenfedern 16 des Dämpfers 6 begrenzt verdrehbar mit dem Gehäuse 5 des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 1 verbunden. Eine Verschweißung 17 verbindet die Trägerplatte 2 am Umfang drehfest mit einem Ringblech 18. Die Verbindung zwischen dem Ringblech 18 und einem an seinem Umfang angeordneten Anlasserzahnkranz 19 erfolgt über eine Ver­ schweißung 20. Die Zentrierung des Anlasserzahnkranzes 19 er­ folgt bei gelösten Schrauben 11 mittels des Spiels zwischen den Bohrungen 10 in der Trägerplatte 2 und dem Durchmesser an dem Gewindefreistich 13 der Schrauben 11. Die Trägerplatte 2 ist mit weiteren konzentrischen Bohrungen 21 versehen, die mit Boh­ rungen 22, 23 in dem Ringblech 18 und einem koaxial angeordne­ ten Trägerblech 24 fluchtend angeordnet sind. In die Bohrungen 21, 22, 23 sind von der Seite des Antriebsmotors Schrauben 25 gesteckt, die mit einem als zusätzliche Schwungmasse ausgeführ­ ten Stahlring 26 verschraubt sind.

Zwei Dichtringe 30, 31 mit Dichtungen 27, 28, die gegen eine Trägerscheibe 29 abdichtend gedrückt sind, schließen zusammen mit dem Trägerblech 24 und dem Stahlring 26 einen Raum 32 ein, der mit einem Dämpferfett gefüllt ist.

Der Stahlring 26 ist an seinem Umfang mit dem Trägerblech 24 verschweißt und auf der dem Antriebsmotor zugewandten Seite mit Ansätzen 33 versehen. Weiterhin sind Ansätze 34 in das Träger­ blech 24 tiefgezogen. Die Ansätze 33, 34 stützen die Bogenfe­ dern 16 des Dämpfers 6 in Umfangsrichtung ab.

Die Abstützung der Bogenfedern 16 am Gehäuse 5 des Drehmoment­ wandlers 1 erfolgt, wie in der Beschreibung zur Fig. 2 näher erläutert, über die koaxial und drehfest mit dem Gehäuse 5 ver­ bundene Trägerscheibe 29.

Das mit dem Pumpenrad 35 verbundene Gehäuse 5 des hydrodynami­ schen Drehmomentwandlers 1 ist koaxial und drehbar in einem Tonnenlager 36 der Kurbelwelle 3 gelagert.

Das Turbinenrad 37 ist auf der dem Antriebsmotor zugewandten Seite des Pumpenrades 35 angeordnet. Axial zwischen dem Pumpen­ rad 35 und dem Turbinenrad 37 ist das Leitrad 38 angeordnet, das sich in üblicher Weise an einem Freilauf 39 abstützt.

Eine innere Nabe 40 des Freilaufes 39 ist mittels einer Verzah­ nung 41 drehfest mit einer konzentrisch zur Getriebeeingangs­ welle 4 angeordneten Statorwelle 42 verbunden.

Das Turbinenrad 37 ist drehfest mit einem Ringblech 43 verbun­ den, welches mit Nieten 44 drehfest mit einem Kupplungsträger­ blech 45 verbunden ist. Sowohl das Ringblech 43 als auch das Kupplungsträgerblech 45 sind gegen die Torsionssteifigkeit des Dämpfers 7 begrenzt drehbar zu einem in der Fig. 3 näher be­ schriebenen Stützring 46 angeordnet. Dazu sind Bogenfedern 47 des Dämpfers 7 in konzentrisch zur Längsachse 9 angeordneten Ausnehmungen 48 des Kupplungsträgerbleches 45 aufgenommen.

Die Ausnehmungen 48 sind radial oberhalb der Bogenfedern 47 in Umfangsrichtung mit gebogenen Ansätzen 49 versehen, die die Bo­ genfedern 47 führen. Die Ausnehmungen 48 korrespondieren mit Ausnehmungen 50 des Stützringes 46, der drehfest mit einer Buchse 51 verbunden ist. Die Buchse 51 ist mittels einer Ver­ zahnung 52 drehfest mit der Getriebeeingangswelle 4 verbunden.

Das Kupplungsträgerblech 45 ist über Nieten 53 mit einem inne­ ren Lamellenträger 54 drehfest und axial unverschieblich ver­ bunden. Der innere Lamellenträger 54 haltert innere Kupplungs­ lamellen 55 der Überbrückungskupplung 8 drehfest und axial ver­ schiebbar. Ebenso werden äußere Kupplungslamellen 56 an einem mit dem Gehäuse 5 fest verbundenen äußeren Lamellenträger 57 drehfest und axial verschiebbar gehaltert. Die äußeren und die innere Kupplungslamellen 55, 56 greifen radial ineinander ein.

Ein Axialkolben 58 ist an seinem Umfang 59 in dem äußeren La­ mellenträger 57 und an seiner zentralen Bohrung 60 auf einem ringförmigen Absatz 61 des Gehäuses 5 axial geführt. Die Über­ brückungskupplung 8 ist durch den auf seiner Außenseite 62 hy­ draulisch mit Druck beaufschlagbaren Axialkolben 58 einrückbar. Bei eingerückter Überbrückungskupplung 8 stützen sich die reib­ schlüssig miteinander verbundenen Kupplungslamellen 55, 56 über eine Widerlagerscheibe 63 an einem Sicherungsring 64 ab. Dieser Sicherungsring 64 ist in einer inneren Umfangsnut 65 des äuße­ ren Lamellenträgers 57 eingerastet.

Das Gehäuse 5, die Außenseite 62 des Axialkolbens 58 und der äußere Lamellenträger 57 begrenzen einen Raum 66. Eine nicht näher dargestellte Steuerung der Überbrückungskupplung 8 ent­ hält ein ebenfalls nicht näher dargestelltes Ventil, daß hy­ draulisch mit dem Raum 66 verbunden ist.

Über besagtes Ventil wird das Hydrauliköl im Raum 66 über eine zentrale Längsbohrung 67 in der Getriebeeingangswelle 4 mit Druck beaufschlagt. Dabei steht das Hydrauliköl über eine Quer­ bohrung 68 der Getriebeeingangswelle 4 in Verbindung mit radia­ len Bohrungen 69 im ringförmigen Absatz 61, die in den Raum 66 münden. Ferner ist eine die Getriebeeingangswelle 4 lagernde Buchse 70 in einem Lagerauge 71 des ringförmigen Absatzes 61 eingesetzt und leitet über Ausnehmungen 72 das Hydrauliköl von der Querbohrung 68 in die Bohrungen 69.

Wie aus Fig. 2 zu ersehen ist, ist die Trägerscheibe 29 konzen­ trisch zur Längsachse 9 des Drehmomentwandlers 1 angeordnet und mit Ausnehmungen 73 und bogenförmigen Langlöchern 74 versehen, die abwechselnd zueinander umfangsmäßig auf der Trägerscheibe 29 angeordnet sind. In der Ruhelage des Dämpfers sind die Bo­ genfedern 16 in den Stützflächen 73a, 73b der Ausnehmungen 73 abgestützt. Die bogenförmigen Langlöcher 74 nehmen jeweils eine der Schrauben 25 auf. Die Verdrehung der Trägerscheibe 29 gegen die mit den Schrauben 25 verbundenen Trägerplatte 2 wird durch Anschläge 74a, 74b in den Enden der bogenförmigen Langlöcher 74 begrenzt.

Der in der Fig. 3 dargestellte Stützring 46 ist konzentrisch zur Längsachse 9 angeordnet und mittels einer Verzahnung 75 mit der korrespondierenden Verzahnung der Buchse 51 drehfest verbunden. Die mit dem Kupplungsträgerblech 45 und dem Ringblech 43 ver­ bundenen Nieten 44 sind in Langlöchern 76 des Stützringes 46 geführt. Diese konzentrisch zur Längsachse 9 angeordneten Lang­ löcher 76 begrenzen die Drehbarkeit der Nieten 44 gegenüber dem Stützring 46 mittels der Anschläge 76a, 76b. Der Stützring 46 ist umfangsmäßig mit den Ausnehmungen 50 versehen, die ebenso, wie die Ausnehmungen des Kupplungsträgerbleches 45, die Bogen­ federn 47 aufnehmen. Dabei nimmt jeweils eine der Ausnehmungen 48 zusammen mit einer der Ausnehmungen 50 eine der Bogenfedern 47 auf.

Da die Trägerplatte 2 im gezeigten Ausführungsbeispiel axial starr ausgeführt ist, muß der Dämpfer 6 neben den Torsions­ schwingungen auch axiale Schwingungen reduzieren. Als weitere Ausgestaltung kann der Dämpfer auch ausschließlich axiale Schwingungen dämpfen.

In weiteren Ausgestaltungsformen der Erfindung können zusätzli­ che Schwungmassen drehfest zur Kurbelwelle 3, zum Anlasserzahn­ kranz 19, zur Trägerplatte 2 oder zur Antriebsseite des zweiten Dämpfers 6 angeordnet sein.

In einer weiteren Ausgestaltungsform der Erfindung kann die be­ sagte Steuerung neben dem Wandlerinnendruck oder der Drehzahl auch in Abhängigkeit von anderen Parametern die Anpreßkraft der Überbrückungskupplung steuern.

Zur Veranschaulichung der Erfindung werden in Fig. 4 anhand ei­ nes Diagrammes drei verschiedene Antriebsanordnungen

• 1. 1.) gemäß dem gattungsbildenden Stand der Technik (Graph a),
• 2. 2.) mit ausschließlich einem Zwei-Wege-Dämpfer gemäß dem Stand der Technik (Graph b) und
• 3. 3.) gemäß der Erfindung (Graph c),

verglichen.

Dabei wurde davon ausgegangen, daß

• - die Schwingungsanregung von einem Vierzylindermotor ausgeht,
• - alle Torsionsdämpfer eine Torsionssteifigkeit von 35 Nm/Grad haben,
• - sich die Massenträgheit des Drehmomentwandlers zu ¾ auf die Wandlerpumpe und das mit ihm verbundene Gehäuse und zu ¼ auf die Wandlerturbine aufteilt und
• - das Getriebe die relativ große Massenträgheit eines Automatik­ getriebes der Planetenbauweise hat.

Auf der Ordinate des Diagrammes ist der Torsionswinkel in Grad am Flansch des Hinterachsgetriebes für die Schwingungen zweiter Ordnung logarithmisch aufgetragen. Die Schwingungen zweiter Ordnung sind für die Schwingungsanregung des Vierzylindermotors charakteristisch. Auf der Abszisse ist die Drehzahl des An­ triebsmotors aufgetragen, die auch repräsentativ für die Fre­ quenz der Schwingungsanregung ist.

Da die drei Graphen das Verhalten für den unrealen Fall einer permanent geschlossenen Überbrückungskupplung darstellen, tritt das jeweilige Verhalten in der Fahrpraxis ausschließlich in den Drehzahlbereichen mit geschlossener Überbrückungskupplung auf.

Der die Antriebsanordnung gemäß dem gattungsbildenden Stand der Technik darstellende Graph a weist neben einem Zwei-Wege- Dämpfer einen weiteren Dämpfer im Kraftfluß zwischen dem Wand­ lergehäuse und der Überbrückungskupplung auf. Diese zeigt zwar im Drehzahlbereich a1 vom Leerlauf bis zu ca. 1200 U/min eine bessere Schwingungsabkopplung als der die Antriebsanordnung gemäß der Erfindung darstellende Graph c. Jedoch wird in diesem niedrigen Drehzahlbereich a1 ohnehin die hydrodynamische Kraftübertragung für den Anfahrvorgang genutzt. Dadurch ist in der Fahrpraxis die Schwingungsabkopplung durch den Drehmoment­ wandler gegeben. Im Drehzahlbereich a2 von ca. 1300 U/min bis ca. 2500 U/min schwingt die im überbrückten Zustand über die beiden Dämpfer mit dem Antriebsstrang verbundene Wandlerturbine gegen die Wandlerpumpe und das Automatikgetriebe. Die Überbrüc­ kungskupplung bei einer solchen Antriebsanordnung kann erst nach Überschreiten dieses Drehzahlbereiches a2 geschlossen wer­ den, da die Resonanzschwingungen in diesem Drehzahlbereich an­ sonsten zu einer Beeinträchtigung des Fahrkomforts in Form von spürbaren Vibrationen und einem hörbaren Geräusch führen wür­ den.

Die Antriebsanordnung mit ausschließlich einem Zwei-Wege- Dämpfer (Graph b) zeigt im Bereich oberhalb von 2500 U/min die schlechteste Schwingungsabkopplung. Im Drehzahlbereich a2 von ca. 1300 U/min bis ca. 2500 U/min ist die Schwingungsabkopplung besser als die Schwingungsabkopplung bei der im Graphen a dar­ gestellten Ausführungsform, da bei der im Graphen b dargestell­ ten Antriebsanordnung die Wandlerturbine starr mit der Wandler­ pumpe verbunden ist und demzufolge keine Torsionsschwingungen relativ zur Wandlerpumpe ausführen kann.

Die in dem Graphen c dargestellten Schwingungen gemäß der er­ findungsgemäßen Antriebsanordnung sind bereits ab Drehzahlen von ca. 1200 U/min besser isoliert als die den Stand der Tech­ nik repräsentierenden Graphen a und b.

Bei Überbrückung der Wandlerpumpe und der Wandlerturbine in der erfindungsgemäßen Antriebsanordnung würde im Drehzahlbereich a1 der gesamte Drehmomentwandler gemeinsam mit dem Automatikge­ triebe gegen den Antriebsmotor beziehungsweise das Schwungrad auf der einen Seite und gegen das Hinterachsgetriebe auf der anderen Seite schwingen. Da in diesem Drehzahlbereich jedoch ohnehin mit hydrodynamischer Kraftübertragung gefahren wird, tritt diese Resonanzschwingung im Fahrbetrieb nicht auf.

Alle Graphen zeigen Resonanzschwingungen im Drehzahlbereich a3 von ca. 3500 U/min bis 4500 U/min. Wie zuvor bereits darge­ stellt, schwingen in diesem Drehzahlbereich die Planetensätze und Lamellenkupplungen des Automatikgetriebes in Resonanz gegen die im Hinterachsgetriebe angeordnete Ritzelwelle und das zuge­ hörige Differential, wobei die das Verbindungselement bildende Hohlwelle verdreht wird. Die Schwingungsamplituden in diesem Drehzahlbereich sind jedoch bei der erfindungsgemäßen Lösung im Gegensatz zum Stand der Technik so gering, daß sie nicht mehr wahrnehmbar sind.

Claims (15)

1. Antriebsanordnung eines Kraftfahrzeuges, bei dem zwischen einem Antriebsmotor, der eine Kurbelwelle (3) umfaßt, und ei­ nem Getriebe ein hydrodynamischer Drehmomentwandler (1) mit einer Überbrückungskupplung (8) zwischen einer Wandlerpumpe (35) und einer Wandlerturbine (37) sowie zwei Dämpfer (6, 7) angeordnet sind, wobei der erste Dämpfer (7) sowohl die Kraftübertragung zwischen der Wandlerturbine (37) und einer Eingangswelle (4) des Getriebes als auch zwischen der Über­ brückungskupplung (8) und der Eingangswelle (4) dämpft, dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Dämpfer (6) im Kraftfluß zwischen der Kurbel­ welle (3) und der Wandlerpumpe (22) angeordnet ist.

2. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß eine mit der Kurbelwelle (3) direkt oder indirekt verbun­ dene Schwungmasse (19, 26) im Kraftfluß zwischen der Kurbel­ welle (3) und dem zweiten Dämpfer (6) angeordnet ist.

3. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Schwungmasse ein Anlasserzahnkranz (19) ist.

4. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Überbrückungskupplung (8) durch eine Betätigungsein­ richtung unabhängig vom Wandlerinnendruck einrückbar ist.

5. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Betätigungseinrichtung einen hydraulisch betätigbaren Kolben (58) umfaßt, der zum Einrücken der Überbrückungskupp­ lung (8) auf deren Kupplungsglieder (55, 56) in Richtung vom Antriebsmotor auf die Wandlerturbine (37) verschiebbar ist.

6. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Überbrückungskupplung (8) Kupplungsglieder (55, 56) und einen Kolben (58) umfaßt, der infolge einer von außen auf den Kolben (58) wirkenden ersten Kraft entgegen der Richtung einer zweiten vom Wandlerinnendruck gebildeten Kraft ver­ schiebbar ist, wobei die erste Kraft in Abhängigkeit von der zweiten Kraft oder einer die zweite Kraft bedingenden Größe stufenlos verstellbar ist.

7. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Kraft durch eine hydraulische Betätigungsein­ richtung aufgebracht wird.

8. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplungsglieder (55, 56) der Überbrückungskupplung (8) Lamellen (55, 56) einer Lamellenkupplung (8) sind.

9. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der Kurbelwelle (3) und dem zweiten Dämpfer (6) eine Trägerplatte (2) angeordnet ist, die axial steif ausge­ führt ist.

10. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der Kurbelwelle (3) und dem zweiten Dämpfer (6) eine Trägerplatte (2) angeordnet ist, die an ihrem Umfang ei­ nen Geber (15) trägt, der Signale an einen Sensor gibt.

11. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Geber (15) eine Verzahnung und der Sensor ein Hall- Sensor ist.

12. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Geber (15) an einer definierten Position zur Kurbel­ welle (3) angeordnet ist.

13. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der Kurbelwelle (3) und dem zweiten Dämpfer (6) eine Trägerplatte (2) angeordnet ist, die starr mit einem den Anlasserzahnkranz (19) tragenden Ring (18) verbunden ist.

14. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der antriebsseitige Teil des zweiten Dämpfers (6) lösbar mit der Trägerplatte (2) verbunden ist.

15. Antriebsanordnung nach Patentanspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß die lösbare Verbindung (25) antriebsseitig erfolgt.