DE3610127C2 - Drehelastische, schwingungsdämpfende Schwungscheibe - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine in zwei Schwungscheibenteile aufgeteilte Schwungscheibe mit einem von der Antriebswelle einer Brennkraftmaschine antreibbaren Primärteil, welches unter Zwischenschaltung drehelastischer und/oder schwingungsdämpfender Elemente das Drehmoment auf ein Sekundärteil überträgt, auf welchem eine eine Kupplungsscheibe mit einem Getriebe koppelnde und entkoppelnde Reibungskupplung befestigbar ist.

Für Kraftfahrzeuge werden üblicherweise kraftschlüssig wirkende Reibungskupplungen als Einscheibenkupplungen benutzt. Dabei sitzt auf einer genuteten Getriebewelle eine axial längsverschiebbare Scheibe mit beidseitig ringförmigen Reibbelägen, die durch Druckfedern über eine Druckplatte gegen die Motorschwungscheibe gepreßt wird, so daß die Reibung das Drehmoment des Motors überträgt. Die Funktionsweise von Verbrennungsmotoren hat auch zur Folge, daß ein über der Zeit schwellendes Drehmoment bzw. bei Leerlauf ein wechselndes Drehmoment erzeugt wird. Diese Schwell- bzw. Wechselmomente müssen zusätzlich zum Antriebsmoment beim Kraftfahrzeug über Motor- und Fahrwerklager gedämpft werden.

Eine möglichst weiche Aufhängung, die nur im Resonanzbereich gedämpft ist und die nur geringe Kräfte an den Aufbau bzw. an die Lager überträgt, wäre die akustisch ideale Lösung. Hierfür ist jedoch im Kraftfahrzeug für die daraus entstehende Motorbewegung in der Regel nicht beliebig ausreichend Platz zur Verfügung, zum anderen wirkt sich auch eine zu weiche Aufhängung bzw. eine hochelastische Kupplung negativ auf das Fahrverhalten des Kraftfahrzeugs aus. Ruckelschwingungen bei Laständerungen (Bonanza-Effekt) und Aufzieheffekte werden nämlich durch weiche Auflagereinheiten und hochelastische Kupplungen verstärkt hervorgerufen, wenn nicht insbesondere die großen Schwingungsausschläge der Momente bei niedrigen Frequenzen gedämpft werden.

Drehelastische, schwingungsdämpfende Kupplungen sind nun in verschiedenen Ausführungen bekannt. Beispielsweise werden in Kraftfahrzeugantriebseinheiten in den Längswellen elastische Kupplungen aus Gummi-Werkstoffen verwendet, die jedoch den Nachteil zunehmender Verhärtung bei hohen Frequenzen haben, siehe beispielsweise DE-OS 33 26 620 oder DE-OS 33 17 316. Des weiteren ist es auch bei Gummikupplungen als nachteilig anzusehen, daß sie auf Dauer Temperaturen über 100°C nicht gewachsen und auch nicht ohne weiteres mit Schmierstoffen und ähnlichem verträglich sind.

In elastischen Schalt- und Überbrückungskupplungen von Kraftfahrzeuggetrieben werden daher wegen der hohen, dort herrschenden Temperaturen Federn aus Stahl eingesetzt, siehe beispielsweise DE-OS 33 31 183. Eine für große Schwingungsausschläge notwendige Dämpfung wird zum Beispiel durch axial federbelastete Reibbeläge verwirklicht. Diese Reibungsdämpfung (Coulombsche Reibung) hat den Nachteil, daß sie ohne zusätzliche Maßnahmen unabhängig von Frequenz und Größe des Schwingungsausschlags immer ein gleichgroßes Dämpfmoment abgibt, das im Umkehrpunkt einer Schwingung sogar wegen kurzzeitigen Haftens einen höheren Wert annimmt. Dieser Effekt wirkt sich besonders negativ bei sogenannten Getrieberasseln aus. Daher wurden bereits drehelastische, schwingungsdämpfende Kupplungen (EP-OS 01 31 881) vorgeschlagen, bei denen die Drehmomentübertragung vom Primärteil auf den Sekundärteil durch ein scheibenartiges Kuppelteil erfolgt. Dieses ist auf einer Seite mit kranzartig angeordneten, sich axial erstreckenden Vorsprüngen und Vertiefungen mit in Umfangsrichtung gegeneinander geneigten Seitenflächen versehen, mit denen es nach Art von Planverzahnungen in ebensolche Vorsprünge und Vertiefungen des scheibenartigen Sekundärteiles eingreift. Hierbei sind seitlich des Kuppelteils Federelemente angeordnet, und die Kupplung ist mit Dämpfungsöl gefüllt, das unter der Wirkung der sich axial verschiebenden Kupplungsscheiben durch vorgesehene Drosseleinrichtungen von einer Seite der Scheiben auf die andere gepreßt wird. Das Primärteil ist dabei fest mit der Antriebseite verbunden, während die ringartige Kupplungsscheibe drehfest und axial verschiebbar mit dem Primärteil verbunden ist und über die Verzahnung das Sekundärteil mitnimmt.

Ein weiteres Beispiel einer bekannten elastischen Kupplung mit einer Vielzahl lamellenartiger Innen- und Außenscheiben, die Ausschnitte aufweisen, in denen elastische Kupplungselemente in Gestalt von Schraubendruckfedern angeordnet sind, ist in der DE-OS 33 22 374 beschrieben. Auch hier sind die drehelastischen Elemente in dem Bereich der Reiblamelle eingebaut, wodurch keine optimale Dämpfung erzielt werden kann.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die einander entgegenstehenden Forderungen nach ausreichend großer Dämpfung bei niedrigen Frequenzen und nach bestmöglicher Abkoppelung von Schwingungen höherer Frequenzen möglichst weitgehend zu erfüllen, um so zur Verbesserung des Fahrkomforts und Verhinderung von Überbeanspruchung bei Kraftfahrzeugen beizutragen.

Die Erfindung löst die gestellte Aufgabe durch eine drehelastische, schwingungsdämpfende Schwungscheibe der eingangs beschriebenen Art mit den Merkmalen, daß

• a) eines der Schwungscheibenteile umschließt gehäuseartig ein scheibenförmiges Teil des anderen Schwungscheibenteils,
• b) das gehäuseartige Schwungscheibenteil ist auf dem anderen über eine Tragschulter verdrehbar gelagert und bildet gemeinsam mit einem an diesem Schwungscheibenteil dichtend befestigten Deckel unmittelbar einen mit einem viskosen Medium zumindest teilweise befüllten und abgedichteten Innenraum, wobei zwischen Deckel und dem anderen Schwungscheibenteil ein Dichtungsring vorgesehen ist,
• c) das scheibenförmige Teil des einen Schwungscheibenteils ist mit Aussparungen versehen, die zusammen mit korrespondierenden Aufnahmen des anderen Schwungscheibenteils am Außenumfang angeordnete Kammern bilden, in denen sowohl das viskose Medium enthalten als auch unfangsgerichtete, drehelastische Elemente angeordnet und abgestützt sind,
• d) die Aussparungen, die Federn und die Aufnahmen sind radial außerhalb des Außendurchmessers der Reibringe der Reibungskupplung vorgesehen.

Gedämpfte Schwungscheiben sind zwar beispielsweise durch die DE-OS 34 10 953 und DE-PS 29 31 423 bekanntgeworden, jedoch haben diese gegenüber einer erfindungsgemäß ausgebildeten Schwungscheibe wesentliche Nachteile. So sind beispielsweise die zwischen den Schwungscheibenteilen wirksamen Kraftspeicher auf einem verhältnismäßig geringen Durchmesser angeordnet, so daß diese, um ein definiertes Moment übertragen zu können, aus einem im Durchmesser verhältnismäßig dickem Draht hergestellt werden müssen, wodurch der mögliche Verdrehwinkel zwischen den Schwungscheibenteilen auf einen verhältnismäßig kleinen Wert begrenzt wird. Weiterhin ist die Einsatzmöglichkeit der bekannten Schwungscheiben begrenzt, da sie bei schnelldrehenden Motoren aufgrund der zwischen den unter Fliehkraft stehenden Federn und den diese abstützenden Bauteilen vorhandenen hohen Reibung, welche einen schnellen Verschleiß der Bauteile verursacht, nur bedingt einsetzbar sind.

Besonders vorteilhaft kann es bei einer Schwungscheibe gemäß der Erfindung sein, wenn wenigstens eine Kammer unter Ausbilden wenigstens einer Drosselstelle zwischen den Schwungscheibenteilen vorgesehen ist, die bei einer Relativverdrehung der Schwungscheibenteile im Volumen veränderbar ist, wobei das in der Kammer vorhandene viskose Medium durch die Drosselstelle gepreßt und somit eine hydrodynamische Dämpfung erzeugt wird.

Weiterhin kann es zweckmäßig sein, wenn zwischen Stirnflächen und äußeren Umfangsflächen vorgesehene Spalte vorhanden sind, die wenigstens teilweise mit dem viskosen Medium befüllt sind, wodurch bei der Relativverdrehung der Schwungscheibenteile zwischen diesen eine auf Scherwirkung beruhende Dämpfung erzeugt wird.

Mit der Erfindung wird eine Schwungscheibe vorgeschlagen, bei der die Drehelastizität durch umfangsgerichtet angeordnete Federn verwirklicht wird, wobei durch die erfindungsgemäße Anordnung der Federn mit großem Abstand zur Drehachse von Primärteil und Sekundärteil durch den dort zur Verfügung stehenden größeren Raum eine sehr hohe Drehelastizität auf einfache Weise realisiert werden kann.

Des weiteren wird gemäß der Erfindung durch die Ausgestaltung von Primärteil und Sekundärteil eine Abkopplung der vom Motor erzeugten Schwell- und Wechselmomente von der Getriebeseite verwirklicht, die zu einer wesentlich verringerten Belastung der Getriebeseite führt. Hierbei werden für die frequenz- bzw. amplitudenabhängige Dämpfung zwei verschiedene Lösungswege vorgeschlagen, nämlich zum einen eine Dämpfung mittels viskoser Flüssigkeiten in den Spalten zwischen Primär- und Sekundärteil und zum anderen eine hydrodynamische Dämpfung (Turbulenzdämpfung) nach dem Prinzip üblicher Schwingungs- oder Stoßdämpfer.

Für den Aufbau und die Funktion der Schwungscheibe kann es vorteilhaft sein, wenn die Aussparungen bzw. Ausnehmungen im scheibenförmigen Teil radial nach außen offen sind. Weiterhin kann der Aufbau der Schwungscheibe dadurch vereinfacht werden, daß das das Gehäuse bildende Schwungscheibenteil den Anlasserzahnkranz trägt.

Für die Wirkungsweise der Schwungscheibe kann es von Vorteil sein, wenn die Kammer durch zwischen die Enden des drehelastischen Elementes und die Anlageflächen der Schwungscheibenteile vorgesehene Abdeckplatten gegebenenfalls unter Anordnung einer Drosselöffnung abgedichtet ist.

Die Kammern können in vorteilhafter Weise am Außenumfang des scheibenartigen Bauteils vorgesehen und durch nach außen hin offene Ausnehmungen desselben sowie durch die gegenüberliegenden, im anderen Bauteil vorgesehenen Ausnehmungen gebildet sein.

Die erfindungsgemäße Schwungscheibe dient bevorzugt zum Einbau zwischen einem Kurbelwellenende und der Schaltkupplung für Kraftfahrzeuge. Hierbei wird der scheibenförmige Primärteil der Schwungscheibe fest mit der Kurbelwelle verbunden, beispielsweise verschraubt, d. h. drehfest und axial unverschieblich. Der Sekundärteil der Schwungscheibe, der das Primärteil gehäuseartig umfaßt, besteht im wesentlichen aus einem Außenteil und einem Deckel, wobei nach Einführen des Primärteils der Deckel abschließend befestigt wird. Primärteil und Sekundärteile sind konstruktiv so aufeinander abzustimmen, daß das sich auf dem Primärteil abstützende Sekundärteil unter Zwischenschaltung von Abdichtungen verdrehbar, jedoch axial unverschieblich gelagert ist. Das Primärteil und die Sekundärteile der Schwungscheibe haben Aussparungen, die zusammenwirkend am Außenumfang des Primärteils Kammern ergeben, in die umfangsgerichtet Schraubenfedern eingelegt sind. In einer vorzugsweisen Ausführung der Erfindung sind mindestens drei Kammern annähernd gleichmäßig verteilt über den Umfang des Primärteils ausgebildet, wobei zur Steuerung der Relativbewegung zwischen Primärteil und Sekundärteil Schraubenfedern mit voneinander verschiedener Federkennlinie und/oder Kammern unterschiedlicher Länge vorgesehen sind. Die Schraubenfedern liegen auf einer Seite am Primärteil an und auf der anderen Seite an den Sekundärteilen, so daß Schwankungen des Drehmoments zwischen Primärteil und Sekundärteil zunächst entsprechend den Schraubenfedern zu Relativdrehbewegungen zwischen Primärteil und Sekundärteil führen. Um unterschiedliche Federkennlinien, d. h. unterschiedliche Ansprechwerte und entsprechende Relativdrehbewegungen, zu erzeugen, sind bevorzugt verschieden große Kammern vorgesehen. Hierdurch wird ermöglicht, daß bei Belastung nicht alle eingebauten Federn gleichzeitig belastet werden, um auf diese Weise eine gestuft-progressive Kennlinie zu erhalten, die ebenfalls bereichsweise optimal abgestimmt werden kann. Es kann auch eine Kammer so groß gewählt werden, daß beispielsweise zwei Federn hintereinander angeordnet sind, die lose eingelegt werden, jedoch mit einem keilförmigen Zwischenstück, so daß die Achse der Schraubenfedern jeweils senkrecht am Radius anliegt. Die Schraubenfedern werden jeweils lose in die Kammern eingelegt und stützen sich dann an den Kupplungsteilen ab. Während die Schraubenfedern aus Stahl sind, können die Zwischenstücke oder Keile beispielsweise aus einem geeigneten Kunststoff hergestellt sein.

Für das bevorzugte Anwendungsgebiet der erfindungsgemäßen Schwungscheibe im Kraftfahrzeugbau genügen Federn, deren Federraten zwischen 10 und 300 N/mm liegen und die zu Verdrehfedersteifigkeiten von 1 bis 50 Nm je Grad Verdrehwinkel führen.

Bei einer Federzahl von mindestens drei pro Schwungscheibe wird die Windungszahl je Feder in der Regel zwischen 3 bis 10 liegen, der mittlere Windungsdurchmesser entsprechend der Bauart der Schwungscheibe zwischen etwa 15 bis 25 mm bei einer Drahtdicke des Federdrahtes von etwa 1,5 bis 5 mm, je nach Steifigkeit und Länge der Feder. Eine solche erfindungsgemäß ausgerüstete Schwungscheibe eignet sich für Kraftfahrzeuge mit einem Nennmoment von insbesondere bis etwa 300 Nm. Für außerhalb dieses Bereiches liegende Nennmomente und Anwendungen sind die Abmessungen gemäß der erfindungsgemäßen Lehre entsprechend anzupassen.

Die Frequenz der Drehmomentschwankung ist der aktuellen Drehfrequenz des Motors zugeordnet und bestimmt als Anregung die Schwingfrequenz des Systems. Erfindungsgemäß wird die Amplitude beispielsweise mittels viskoser Flüssigkeiten gedämpft, indem durch geeignete Maßnahmen zwischen Primärteil und Sekundärteilen der definierte Spalte eingestellt werden, die mit Flüssigkeit großer Viskosität, wie z. B. Silikonöl, gefüllt sind. Die Schwankungen des Drehmoments zwischen Primär- und Sekundärteil führen, bestimmt durch die Schraubenfedern, zu Relativdrehbewegungen zwischen Primärteil und Sekundärteil. Durch diese Relativdrehungen werden in dem Flüssigkeitsfilm im Spaltraum Schubspannungen erzeugt, die wiederum ein Dämpfmoment hervorrufen. Die Größe dieses Dämpfmoments hängt von der Geschwindigkeit der Verdrehung ab und steigt von Null ab stetig mit der Differenzgeschwindigkeit an bis zu einer bestimmten Geschwindigkeit, bestimmt durch das strukturviskose Verhalten der Dämpfflüssigkeit, von der ab das Dämpfmoment nicht mehr zunimmt. Das bedeutet, daß bei hohen Amplituden im Spitzenbereich ein konstantes Dämpfmoment in Abhängigkeit von dem strukturviskosen Verhalten der Dämpfflüssigkeit erhalten wird.

Erfindungsgemäß kann der Abstand der Spalte zwischen Primärteil und Sekundärteilen durch in dem Primärteil angeordnete und an den Stirnflächen der Sekundärteile anliegende Distanzkissen fixiert werden.

Die Dämpfcharakteristik kann nach den Newtonschen Schubspannungsgesetz

τ = Schubspannung
η = dynamische Viskosität
= Geschwindigkeitsgefälle im Spalt

bestimmt werden.

Durch Verwendung von Dämpfflüssigkeiten unterschiedlicher Viskositäten kann die Grundcharakteristik einer vorliegenden Geometrie in weitem Bereich variiert werden. Das Geschwindigkeitsgefälle im Dämpfspalt wird durch die Differenzgeschwindigkeit der Übertragungsflächen und durch den Abstand derselben bestimmt; das sind im Falle der Erfindung die einander zugewandten Stirn- und Mantelflächen von Primärteil und Sekundärteilen sowie deren Spaltabstand zueinander. Hieraus kann in weiterer Ausbildung der Erfindung eine Variante abgeleitet werden, indem nämlich erfindungsgemäß die einander gegenüberliegenden Stirn- und Mantelflächen des Primärteils und der Sekundärteile so gestaltet werden, daß die Spaltweite sich, abhängig vom Verdrehwinkel, verändert. Beispielsweise ist erfindungsgemäß vorgesehen, daß die einander gegenüberliegenden Stirn- und Mantelflächen von Primärteil und Sekundärteil in der Weise profiliert sind, daß durch Verdrehen von Primärteil zu Sekundärteilen zueinander die Spaltweite sich verändert. Nach einer bevorzugten Ausführung sind die Stirnflächen von Primärteil und Sekundärteilen mit voneinander verschiedenen Profilen ausgebildet. So können die Stirnflächen etwa mit axial sich erstreckenden Vorsprüngen und Vertiefungen ausgebildet sein, wobei die Teilung (Breite eines Vorsprunges plus Breite einer Vertiefung) an den einander zugeordneten Stellen der Stirnflächen von Primärteil und Sekundärteilen jeweils gleich und die Breite der Vertiefung stets größer als die Breite der Vorsprünge ist.

Bei Drehschwingungen kleiner Amplitude, z. B. im Leerlauf die für Geräusche, etwa Getrieberasseln, verantwortlich sind, wurden erfindungsgemäß die Spalte groß, das Dämpfmoment klein gewählt. Bei Drehschwingungen großer Amplitude, d. h. mit großen Ausschlägen, etwa Anfahrstöße, verdrehen sich Primär- und Sekundärteile soweit gegeneinander, daß die Spalte sich stark verengen und damit das Dämpfmoment groß wird.

Die Veränderung der Spaltweiten bei der Verdrehbewegung zwischen Primärteil und Sekundärteilen werden insbesondere durch axiale Vertiefungen in denen sich gegenüberliegenden Wirkflächen von Primärteil und Sekundärteilen verwirklicht.

Die geforderte hohe Dämpfung bei großen Laständerungen wird erfindungsgemäß durch die sich mit wachsender Verdrehung zwischen Primärteil und Sekundärteilen verengenden Spalte gewährleistet. Damit wird ein Aufschaukeln des ganzen Fahrzeuges, wie z. B. bei einer akustisch günstigen, weichen Verdrehcharakteristik verhindert.

Die erfindungsgemäße Schwungscheibe kann alternativ mit einer hydrodynamischen Dämpfung (Turbulenzdämpfung) ausgestattet sein, wobei auch hier der Primärteil über die umfangsgerichtet angeordneten Schraubenfedern des Drehmoment auf den Sekundärteil überträgt. Die hydrodynamische Dämpfung wird erfindungsgemäß dadurch realisiert, daß die durch die Aussparungen für die Schraubenfedern gebildeten Kammern zwischen Primärteil und Sekundärteilen durch radial angeordnete Abdeckplatten, an denen die Enden der Schraubenfedern anliegen, abgedichtet werden. Wird nun die Kupplung belastet, so verdrehen sich Primärteil und Sekundärteile gegeneinander, wodurch sich die Volumina der Kammern, in denen sich die Schraubenfedern befinden, verändern. Die auf diese Weise entstehende Druckdifferenz wird zur Dämpfung benutzt, indem die Abdeckplatten und/oder Primärteil und/oder Sekundärteilen mit Drosselkanälen, etwa Bohrungen oder ähnlichem, versehen werden.

Wird die Schwungscheibe, d. h. die Spalte und Kammern zwischen Primärteil und Sekundärteilen, definiert so mit einer vorzugsweisen niedrigviskosen Flüssigkeit befüllt, daß die Kammern noch Luft enthalten, so kann das verbleibende Luftvolumen, das sich durch die Wirkung der Fliehbeschleunigung auf der radial nach innen gerichteten Seite der Kammern befindet, zur Abkopplung von Schwingungen kleiner Amplitude benutzt werden. Erst wenn die Amplituden der Schwingungen größere Werte annehmen, wird durch die entsprechend größere Verdrehbewegung das Volumen der Kammer so verkleinert, daß nun die Dämpfflüssigkeit, z. B. ein ATF-Öl, durch die in entsprechender Lage vorgesehenen Drosselkanäle gepreßt wird. Das verdrängte Volumen wird in den jeweils benachbarten, sich durch die Verdrehung in gleichem Maße vergrößernden Kammern aufgenommen. Auf diese Weise kann das Dämpfmoment durch Größe und Lage der Drosselkanäle und durch den Befüllungsgrad in seiner Größe und Charakteristik variiert werden. Voraussetzung für die Erfindung mit Anwendung der hydraulischen Dämpfung ist, daß die Kammern bei maximalem Volumen nur teilweise mit Flüssigkeit befüllt sind.

Die erfindungsgemäße Schwungscheibe zeichnet sich besonders auch dadurch aus, daß bei Leerlaufschwingungen der starr an die Kurbelwelle gekoppelte Anteil der Masse vergleichsweise gering ist. Somit steht zur Tilgung der Drehschwingungen mehr Masse zur Verfügung als bei herkömmlichen Bauarten.

Weil diese Tilgermasse aber noch durch die Schaltkupplung vom Getriebe getrennt ist, muß sie bei Schaltvorgängen nicht mitsynchronisiert werden. In den Fig. 9a, b der Zeichnung ist das Prinzip des schwingungsisolierenden Verhaltens der Schwungscheibe herkömmlicher Bauart und gemäß der Erfindung dargestellt. Mit der Erfindung wird so ein außerordentlich günstiger und wirkungsvoller Abkopplungseffekt der vom Motor herrührenden Schwingungen erzielt.

Die Erfindung wird in der Zeichnung beispielhaft erläutert. Es zeigt

Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine Kupplung bzw. Schwungscheibe,

Fig. 2 eine perspektivische Ansicht mit Teilschnitt der Kupplung mit umfangsgerichtet angeordneter Feder,

Fig. 3 die Kupplung nach Fig. 2 mit hydrodynamischer Dämpfung (Turbulenzdämpfung),

Fig. 4 Draufsicht auf das Primärteil der Kupplung,

Fig. 5 und 6 ausschnittsweise die konstruktive Gestaltung der Kupplung zur Spaltveränderung mit verschiedenen Funktionsstellungen,

Fig. 7 und 8 Prinzipskizzen der hydrodynamischen Dämpfung der Kupplung in verschiedenen Funktionen,

Fig. 9a, b das prinzipielle schwingungsisolierende Verhalten der Kupplungen nach dem Stand der Technik einerseits und nach der Erfindung andererseits.

In Fig. 1 ist im Längsschnitt ein Ausführungsbeisiel einer erfindungsgemäßen Kupplung mit einer Schaltkupplung für ein Kraftfahrzeug dargestellt. Der scheibenförmige Primärteil 10 der Kupplung 1 ist fest mit der nicht näher dargestellten Kurbelwelle 3 des Motors verbunden, beispielsweise verschraubt. Das derart gebildete System dreht um die Achse 2. Das Primärteil 10 wird von dem aus Außenteil 26 und Deckel 27 gebildeten Sekundärteil gehäuseartig umschlossen, wobei zwischen den Sekundärteilen 26, 27 und den radialen Stirnflächen des Primärteils 10 die Spalte 12, 13 und 30 gebildet sind. Die Spaltweite wird hierbei definiert festgelegt, beispielsweise durch im Primärteil 10 angeordnete Distanzkissen 15, etwa aus Kunststoff, die an den Innenflächen der Sekundärteile 26, 27 anliegen und damit die Spaltweite definieren. Der Deckel 27 ist z. B. mittels Schrauben 22 an dem Außenteil 26 befestigt. Hierbei wird die Berührungsfläche 14 zwischen Deckel 27 und Primärteil 10 dichtend zusammengepreßt. Das Sekundärteil ist abgedichtet verdrehbar auf dem Primärteil 10 gelagert. Hierzu ist das Primärteil 10 mit einer Schulter 17 und einem Kragen 19 ausgebildet; im Kragen 19 ist eine Aufnahmenut für den Dichtungsring 21 vorgesehen. Es ist auch eine andere konstruktive Gestaltung von Primärteil und Sekundärteil in diesem Bereich möglich, sofern im Bereich der axialen Stirnflächen des Primärteils definierte Spalte und Wirkflächen ausgebildet sind und das Sekundärteil gegenüber dem Primärteil 10 verdrehbar abgedichtet gelagert ist. Das Außenteil 26 des Sekundärteils ist mit der Gegenplatte 20 der schaltbaren Reibkupplung mittels Schrauben oder Bolzen 23, ggf. unter Benutzung tangential angeordneter Blechlaschen 24, die Bestandteile der serienmäßigen Schaltkupplung sind, fest verbunden. In der Gegenplatte 20 ist die Reiblamelle 44, die fest mit der Nabe 45 verbunden ist und die an ihren äußeren Umfang die Reibbeläge 43 trägt, untergebracht. Die Reiblamelle 44 sitzt mit der Nabe 45 drehfest, aber in Nuten axial längsverschieblich, auf der Getriebewelle 2; die Druckplatte 41 wird mittels der Feder 42 und dem Entlastungsteller 40, die in einer Ausnehmung der Außenplatte 26 untergebracht sind, an die Reiblamelle gepreßt.

Die die Drehelastizität bewirkenden Elemente der Kupplung sind, von der Reiblamelle 44 unabhängig, im Bereich des Primärteils 10 der Kupplung angeordnet, und zwar am Außenumfang des scheibenförmigen Primärteils 10 in durch entsprechende Aussparungen 11 des Primärteils 10 bzw. 28, 29 der Sekundärteile 26, 27 gebildeten Kammern 7. Hierbei handelt es sich um die Schraubenfeder 6, die umgangsgerichtet in der Kammer 7 eingelegt ist.

Wie aus Fig. 2 ersichtlich, sind in die scheibenförmigen Primärteile 19, Sekundärteile 27 und 26 die Ausnehmungen 11, 28, 29 korrespondierend eingearbeitet, so daß sich die Kammer 7 ergibt. Diese Kammer ist geschlossen, weil das Außenteil 26 außenseitig das Primärteil 10 übergreift und von dem Deckel 27 verschlossen wird. Die in die Kammer 7 umfangsgerichtet eingelegte Schraubenfeder 6 stützt sich an den Kupplungsteilen ab, d. h. auf der einen Seite an der Anlagefläche 11a des Primärteils 10 und auf der anderen Seite an den Anlageflächen 29a, 28a der Sekundärteile. Bei Schwankungen des Drehmoments zwischen Primärteil und Sekundärteil erfolgt eine Relativbewegung zwischen diesen beiden Teilen, wodurch die Feder 6 zusammengedrückt wird. Entsprechend der Größe des Drehmoments erfolgt in Abhängigkeit von der Federkennlinie der Schraubenfeder 6 ein Zusammendrücken derselben und eine entsprechend relative Drehbewegung.

Zusätzlich erfolgt eine Dämpfung des in die Kupplung eingeleiteten Drehmoments durch eine viskose Flüssigkeitsdämpfung der in dem Kupplungsraum vorhandenen Flüssigkeit; die viskose Flüssigkeit befindet sich in den Spalten 12, 13 und der Kammer 7. Infolge der Relativdrehbewegung zwischen Primärteil und Sekundärteil werden in den Spalten 12, 13, 30 in dem Flüssigkeitsfilm Schubspannungen erzeugt, die das Dämpfmoment bewirken.

Um nun den unterschiedlichen Anforderungen an die Größe des Dämpfmomentes in Abhängigkeit von den entsprechend unterschiedlichen Laständerungen möglichst optimal gerecht zu werden, sind die Spaltflächen, die die Schubspannung erzeugen, zwischen Primärteil und Sekundärteil so gestaltet, daß die Spaltweite sich, abhängig vom relativen Verdrehwinkel zwischen Primärteil und Sekundärteil und entsprechend die erzielbaren Schubspannungen bzw. Dämpfmomente, verändert.

In Fig. 5 ist ausschnittsweise ein Querschnitt durch die Stirnflächen des Außenteils 26, d. h. eines Sekundärteiles und des Primärteiles 10, zwischen denen der Spalt 12 gebildet ist, dargestellt. Die einander zugekehrten Stirnflächen 18 des Primärteils und 25 des Sekundärteils sind durch axial sich erstreckende Erhebungen 181, 251 und Vertiefungen 182, 252 profiliert. Hierbei ist die Summe der Breite einer Erhöhung und einer Vertiefung 183 für den Primärteil und 253 für den Sekundärteil, gebildet aus den Einzelbreiten 184, 185 und 254, 255, jeweils an den einander gegenüberliegenden Wirkflächen gleich groß. Die Breite 184 bzw. 254 einer Vertiefung ist jeweils größer als die Breite der zugehörigen Erhöung 185 bzw. 255. Der Mindestabstand S2 zwischen den Stirnflächen der Erhebungen 181 und 251 des Spaltes 12 wird durch das in der Fig. 1 dargestellte Distanzkissen 15 fixiert. In Fig. 5 ist die Ruhestellung von Primärteil und Sekundärteil gezeigt, wenn ein kleines Dämpfmoment gefordert ist. Dann stehen die vertieften Bereiche des einen Teils den erhabenen Bereichen des anderen Teils mittig gegenüber, wodurch sich der maximale Spalt S ergibt.

Verdrehen sich nun die beiden Teile 26, 10 um einen bestimmten Winkel gegeneinander, so überdecken sich die erhabenen Bereiche mit zunehmendem Verdrehwinkel ϕ₁, was eine entsprechende Verringerung des Spaltes S₁ zur folge hat und damit einen entsprechenden Anstieg des Dämpfmomentes ergibt (Fig. 5a und 5b). Bei Drehschwingungen kleiner Amplitude, z. B. im Leerlauf, werden die Spalte S₁ relativ groß, da nur geringe Auslenkungen aus der Ruhestellung (Fig. 5a, 5b) erfolgen, mithin ist das Dämpfmoment klein.

Bei großen Anschlägen des Drehmomentes, wie z. B. bei Anfahrstößen, verdrehen sich Primärteil und Sekundärteil so weit gegeneinander, daß sich der Spalt S₂ stark verengt (Fig. 6a, 6b), wodurch das dämpfende Moment groß wird. Bei großem Verdrehwinkel und bei großen Amplituden ergeben sich so die gewünschten kleinen Spalte. Auf gleiche Weise kann Resonanzerscheinungen, die bei bestimmten Lastfällen auftreten, begegnet werden, wenn bei den den Lastfällen entsprechenden Drehmomenten und den damit vorgegebenen statischen Verdrehwinkeln die Spalte, wie erläutert, den Anforderungen entsprechend konstruktiv vorgegeben werden und Resonanzerscheinungen so gedämpft werden können.

Für große Laständerungen, z. B. Schaltstöße oder hartes Einkuppeln, ist eine starke, d. h. große Dämpfung erwünscht, um ein Aufschaukeln, z. B. des ganzen Fahrzeuges, zu verhindern, das sonst bei akustisch günstiger, weicher Verdrehcharakteristik verstärkt auftreten würde. Diese geforderte hohe Dämpfung wird durch die sich mit wachsender Verdrehung verengenden Spalte gewährleistet. Hierbei wird die zulässige Verdrehung durch die umfangsgerichteten Schraubenfedern vorgegeben. Dementsprechend ist die konstruktive Geometrie der Ausgestaltung der Stirnflächen von Sekundärteil und Primärteil im Wirkbereich der Spalte 12, 13, 30 auszulegen und aufeinander abzustimmen.

Die Dämpfung ist mithin abhängig von Spaltfläche, Spaltweite und Viskosität und der relativen Verdrehgeschwindigkeit zwischen Primärteil und Sekundärteil. Da die Viskosität der Flüssigkeit temperaturabhängig ist, wird das Dämpfsystem auf Temperaturen im Anwendungsbereich von etwa 100 bis 120°C berechnet. So sind beispielsweise zähe Silikonöle als Dämpfflüssigkeiten geeignet. Die kinematische Viskosität der Dämpfflüssigkeit kann hierbei zwischen 1000 und 300 000 mm²/sec betragen. Da im Leerlauf ein geringes Dämpfmoment erwünscht ist, werden in Spalte, deren Weiten für die maximale Dämpfung zwischen 0,1 bis 0,5 mm liegen, durch Profilierung entsprechend Fig. 5 beispielsweise auf das Fünf- bis Zwanzigfache vergrößert.

Die Fig. 5a, 5b zeigen die Arbeitsstellung bei kleiner Amplitude und hoher Frequenz, beispielsweise bei vollem Moment. In den Fig. 6a, 6b ist die Arbeitsweise bei großer Amplitude und mittlerer Verdrehung, d. h. schnellem Durchlauf oder niederen Frequenzen, dargestellt.

In Fig. 4 ist eine Draufsicht auf die Ausgestaltung des scheibenförmigen Primärteils mit den drei über den Umfang annähernd gleichmäßig verteilten Aussparungen 11 am äußeren Umfang dargestellt, die zusammen mit den Aussparungen des Sekundärteils die Kammern 7 bilden. In dem gezeigten Beispiel haben die Aussparungen 11 eine unterschiedliche Länge; auch die verbleibenden Erhebungen am Außenumfang des Primärteils 10 sind unterschiedlich lang. Auf diese Weise ist es möglich, daß nicht alle eingebauten Federn 6 gleichzeitig belastet werden, um auf diese Weise eine gestuft progressive Kennlinie zu erhalten, die zudem bereichsweise optimal abgestimmt werden können. Die Tiefe T der Aussparung richtet sich nach dem für den Einbau der Kupplung zur Verfügung stehenden Platz und sonstigen baulich-konstruktiven Gegebenheiten, sie ist auch mitentscheidend für die Art der umfangsgerichtet in der Aussparung 11 unterzubringenden Feder 6.

In Fig. 3 ist schematisch die Ausbildung der Kupplung mit umfangsgerichtet angeordneter Schraubenfeder 6 in der Kammer 7 und einer hydrodynamischen Dämpfung durch Abdichten der Kammer 7 mittels der Abdeckplatte 9 gegenüber den Anlageflächen 11a, 28a und 29a der Primär- und Sekundärteile dargestellt. Bei relativer Drehbewegung von Primärteil 10 gegenüber den Sekundärteilen wird das Volumen der Kammer 7 verringert, und bei entsprechender Ausbildung der Abdeckplatten 9 mit Drosselkanälen 91 wird ein entsprechendes Dämpfungsmoment erzielt.

Die prinzipielle Wirkungsweise einer hydrodynamisch gedämpften Variante der Kupplung ist in den Fig. 7, 8 dargestellt. Die radial angeordneten Platten 9, etwa aus temperaturbeständigem Kunststoff, dichten die Kammer 7 gegenüber dem übrigen Kupplungsraum ab. Die in den Kammern 7 umfangsgerichtet angeordneten Schraubenfedern sind im Schema nach Fig. 7, 8 eingezeichnet. Die Erfindung geht davon aus, daß die Kammer 7 definiert, d. h. teilweise, mit einer Dämpfflüssigkeit gefüllt ist. Die Fliehkraft drückt die Flüssigkeit nach außen, wie in Fig. 7a dargestellt. Wird die Kupplung nun belastet, so verdrehen sich Primärteil 10 und Sekundärteil 26 gegeneinander, wodurch sich das Volumen der Kammer 7 verringert (Fig. 7b). Bei kleinen Amplituden, z. B. im Leerlauf oder bei konstanter Fahrweise, verbleibt noch ausreichend Luft, Gas od. dgl. innerhalb der Kammer 7, weil die Dämpfflüssigkeit 95 durch die Fliehkraft nach außen gedrückt wird und noch keine Drosselwirkung eintritt. Das auf der Innenseite verbleibende Luftvolumen dient zur Abkopplung von Schwingungen kleiner Amplitude.

Erst wenn die Amplituden größere Werte annehmen, wird die Dämpfflüssigkeit (Fig. 8b) so weit nach innen gedrückt, daß sie durch die in bestimmter Lage angeordneten Drosselkanäle 91 in den Platten 9 gepreßt wird. Durch Größe und Lage der Drosselkanäle 91 und durch den Befüllungsgrad der Kupplung bzw. Kammer 7 mit Dämpfflüsigkeit kann das Dämpfmoment in seiner Größe und Charakteristik bestimmt werden.

Als Dämpfungsöle werden besondere Öle, etwa ATF-Öl, Glykol od. dgl., verwendet.

Claims (18)

1. Schwungscheibe für eine Brennkraftmaschine, gekennzeichnet durch die Kombination folgender Merkmale:

• a) sie ist in zwei entgegen der Wirkung einer Dämpfungseinrichtung verdrehbare Schwungscheibenteile (10; 26, 27) aufgeteilt, nämlich
  • - ein an der Abtriebswelle der Brennkraftmaschine fest verbindbares Primärteil (10) und
  • - ein Sekundärteil (26+27), an dem eine eine Kupplungsscheibe mit einem Getriebe koppelnde und entkoppelnde Reibungskupplung (20+41+42) befestigbar ist,
• b) eines (26, 27) der Schwungscheibenteile (10; 26, 27) umschließt gehäuseartig ein scheibenförmiges Teil (10) des anderen Schwungscheibenteils,
• c) das gehäuseartige Schwungscheibenteil (26, 27) ist auf dem anderen (10) über eine Tragschulter (17, 19) verdrehbar gelagert und bildet gemeinsam mit einem an diesem Schwungscheibenteil dichtend befestigten Deckel unmittelbar einen mit einem viskosen Medium zumindest teilweise befüllten und abgedichteten Innenraum, wobei zwischen Deckel und dem anderen Schwungscheibenteil ein Dichtungsring (21) vorgesehen ist,
• d) das scheibenförmige Teil des einen Schwungscheibenteils (10) ist mit Aussparungen (11) versehen, die zusammen mit korrespondierenden Aufnahmen (28, 29) des anderen Schwungscheibenteiles (26, 27) am Außenumfang angeordnete Kammern (7) bilden, in denen sowohl das viskose Medium enthalten als auch umfangsgerichtete, drehelastische Elemente (6) angeordnet und abgestützt sind,
• e) die Aussparungen (43), die Federn (6) und die Aufnahmen (28, 29) sind radial außerhalb des Außendurchmessers der Reibringe (43) der Reibungskupplung vorgesehen.

2. Schwungscheibe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens eine Kammer (7) unter Ausbilden wenigstens einer Drosselstelle zwischen den Schwungscheibenteilen (10; 26, 17) vorgesehen ist, die bei einer Relativverdrehung der Schwungscheibenteile im Volumen veränderbar ist, wobei das in der Kammmer (7) vorhandene viskose Medium durch die Drosselstelle gepreßt und somit eine hydrodynamische Dämpfung erzeugt wird.

3. Schwungscheibe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen Stirnflächen und äußeren Umfangsflächen vorgesehene Spalte (12, 13, 30) vorhanden sind, die wenigstens teilweise mit dem viskosen Medium befüllt sind, wodurch bei der Relativverdrehung der Schwungscheibenteile (10; 26, 27) zwischen diesen eine auf Scherwirkung beruhende Dämpfung erzeugt wird.

4. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Aussparungen (11) im scheibenförmigen Teil radial nach außen offen sind.

5. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das das Gehäuse (6) bildende Schwungscheibenteil den Anlasserzahnkranz trägt.

6. Schwungscheibe nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kammer durch zwischen die Enden des drehelastischen Elementes (6) und die Anlagefläche (11a, 28a, 29a) der Schwungscheibenteile (10; 26, 27) vorgesehene Abdeckplatten (9) gegebenenfalls unter Anordnung einer Drosselöffnung (91) abgedichtet ist.

7. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Kammern (7) am Außenumfang des scheibenartigen Bauteils (10) vorgesehen und durch nach außen hin offene Ausnehmungen (11) desselben sowie durch die gegenüberliegenden, im anderen Bauteil (26, 27) vorgesehenen Ausnehmungen gebildet sind.

8. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß drei Kammern (7) annähernd gleichmäßig verteilt über den Umfang des Primär- und Sekundärteils (10) ausgebildet sind.

9. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß in wenigstens einer der Kammern (7) mehrere in Umfangsrichtung drehelastisch wirksame Elemente, insbesondere Schraubendruckfedern, hintereinander angeordnet sind.

10. Schwungscheibe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß Zwischenstücke zwischen einander benachbarten Federenden angeordnet sind.

11. Schwungscheibe nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Zwischenstücke keilförmig ausgebildet sind.

12. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß zur Steuerung der Relativbewegung zwischen Primärteil (10) und Sekundärteil (26, 27) Schraubenfedern (6) mit voneinander verschiedener Federkennlinie und/oder Kammern (7) unterschiedlicher Länge vorgesehen sind.

13. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß die für die Federn (6) vorgesehenen Anlageflächen (11a, 28a, 29a) der Kammern (7) von Primärteil und Sekundärteil mittels durch die Federn (6) festgehaltener Abdeckplatten (9) abgedichtet sind und entweder in jeder Abdeckplatte mindestens ein Drosselkanal eingearbeitet ist oder Primär- und/oder Sekundärteil die Drosselkanäle enthalten oder bilden.

14. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß einander radial gegenüberliegende Stirnflächen (18, 25) von Primärteil (10) und Sekundärteil (26 bzw. 27) in der Weise profiliert sind, daß durch Verdrehen von Primärteil (10) zu Sekundärteil (26, 27) zueinander die Spaltweite veränderbar ist.

15. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß einander gegenüberliegende Stirnflächen (18, 25) von Primärteil (10) und Sekundärteil (26, 27) mit voneinander unterschiedlichen Profilen ausgebildet sind.

16. Schwungscheibe nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Stirnflächen (18, 25) mit axial sich erstreckenden Vorsprüngen (181, 251) und Vertiefungen (182, 252) ausgebildet sind, wobei die Teilung (183, 253) an den einander zugeordneten Stellen der Stirnflächen jeweils gleich ist und die Breite (184, 254) der Vertiefungen stets größer als die Breite (185, 255) der Vorsprünge ist.

17. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß der Abstand der Spalte (12, 13) zwischen Primärteil (10) und Sekundärteil (26, 27) durch in dem Primärteil angeordnete, außerhalb des Bewegungsbereiches der axial sich erstreckenden Erhöhungen sich befindende und an den Stirnflächen des Sekundärteils (26, 27) anliegende Distanzkissen (15) fixiert ist.

18. Schwungscheibe nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß das Sekundärteil (26, 27) auf einer am Primärteil (10) angeformten, eine Lagerstelle bildende Schulter (17) verdrehbar aufgenommen ist.