DE3823384A1 - Drehschwingungsdaempfer - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine Anordnung zur Dämpfung von Drehschwingungen zwischen zwei relativ zueinander dreh­ baren Massen, insbesondere eines Zweimassenschwungrads, im Antriebsstrang eines von einer Brennkraftmaschine an­ getriebenen Kraftfahrzeugs, gemäß dem Oberbegriff des An­ spruchs 1.

Im von einer Brennkraftmaschine rotierend angetriebenen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs angeordnete Dreh­ schwingungsdämpfer enthalten Federn, die zusammen mit den beiden über die Federn drehelastisch gekuppelten Massen ein Drehschwingungssystem mit Eigenfrequenzen im Be­ triebsdrehzahlbereich der Brennkraftmaschine bilden. Das Drehschwingungssystem ist üblicherweise so bemessen, daß eine der Eigenfrequenzen unterhalb der Leerlaufdrehzahl der Brennkraftmaschine auftritt. Diese Resonanzstelle liegt damit unterhalb von Schwingungsfrequenzen, wie sie im normalen Fahrbetrieb mit über der Leerlaufdrehzahl liegender Betriebsdrehzahl der Brennkraftmaschine auftre­ ten. Die Resonanzstelle wird jedoch beim Anlassen und Ab­ stellen der Brennkraftmaschine, aber auch bei motordrüc­ kender Fahrweise usw. durchlaufen und verursacht große Schwingungsamplituden, die häufig mit Anschlaggeräuschen des Drehschwingungsdämpfers verknüpft sind. Zur Dämpfung dieser Drehschwingungen ist es bekannt, den Federn des Drehschwingungssystems Dämpf- oder Reibeinrichtungen pa­ rallel zu schalten. Diese Reibeinrichtungen beeinflussen jedoch die Dämpfungseigenschaften im Leerlaufbetrieb, d.h. in einem Betriebszustand, in welchem keine Last auf­ gebracht wird.

Aus der DE-OS 35 05 677 ist ein Zweimassen-Schwungrad be­ kannt, dessen Massen über einen Drehschwingungsdämpfer mit zwei in Reihe geschalteten Federsätzen drehelastisch miteinander gekuppelt sind. Das durch die beiden Feder­ sätze und die beiden Massen gebildete Drehschwingungs­ system hat eine Eigenfrequenz unterhalb der bei Leerlauf­ drehzahl der Brennkraftmaschine angeregten Drehschwingun­ gen. Zur Bedämpfung dieser Drehschwingungen ist der Rei­ henschaltung der beiden Federsätze eine Reibeinrichtung parallel geschaltet, die von einer Fliehkraftsteuerung unterhalb der Leerlaufdrehzahl eingeschaltet und ober­ halb der Leerlaufdrehzahl ausgeschaltet wird. Bei einem Drehschwingungsdämpfer dieser Art ist jedoch die Abstim­ mung der Reibeinrichtung für den normalen Fahrbetrieb unter Last problematisch, insbesondere da der lastfreie Betrieb bei der Leerlaufdrehzahl beeinflußt wird.

Aus der DE-OS 34 31 809 ist ein weiterer Drehschwingungs­ dämpfer mit zwei in Reihe zueinander angeordneten Feder­ sätzen bekannt, die die beiden Massen des durch den An­ triebsstrang eines Kraftfahrzeugs gebildeten Drehschwin­ gungssystems miteinander kuppeln. Zur Dämpfung der Dreh­ schwingungen sind zwei Reibeinrichtungen vorgesehen, von denen eine lediglich einem der Federsätze parallel ge­ schaltet ist, während die andere Reibeinrichtung der Rei­ henanordnung der beiden Federsätze parallel geschaltet ist. Durch diese Maßnahme wird erreicht, daß auch kleine Drehschwingungen, die einer durch Belastung hervorgerufe­ nen Grundauslenkung überlagert sind, gedämpft werden kön­ nen. Bei dem Drehschwingungsdämpfer der DE-OS 34 31 809 wird jedoch auf die Problematik beim Durchlaufen von Re­ sonanzstellen nicht eingegangen.

Es ist Aufgabe der Erfindung, einen insbesondere für ein Zweimassen-Schwungrad geeigneten Drehschwingungsdämpfer anzugeben, bei dem Resonanzschwingungen in einem großen Betriebsdrehzahlbereich vermieden werden, wobei insbeson­ dere das Verhalten im Leerlaufbetrieb nicht oder nur we­ nig beeinflußt wird.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im Kennzei­ chen des Anspruchs 1 angegebenen Merkmale gelöst. Im Rah­ men der Erfindung ist eine der die Eigenfrequenz bestim­ menden Komponenten des Drehschwingungssystems zwischen zwei Zuständen umschaltbar und bestimmt damit zwei unter­ schiedliche Eigenfrequenzen des Drehschwingungssystems. Diese Komponente wird abhängig von der Betriebsdrehzahl der Brennkraftmaschine so umgeschaltet, daß die jeweils eingeschaltete Eigenfrequenz entweder oberhalb oder un­ terhalb der bei der momentanen Betriebsdrehzahl angereg­ ten Schwingungsfrequenz des Antriebsstrangs liegt. Auf diese Weise wird verhindert, daß Resonanzschwingungen an­ geregt werden, da jeweils auf die andere Eigenfrequenz umgeschaltet wird, wenn sich die bei der momentanen Be­ triebsdrehzahl ergebende Schwingungsfrequenz der einen Eigenfrequenz nähert. Anders als bei herkömmlichen Dreh­ schwingungsdämpfern werden nicht angefachte Resonanz­ schwingungen bedämpft, sondern es wird die Eigenfrequenz des Drehschwingungssystems so verändert, daß die aufgrund der momentanen Betriebsdrehzahl sich ergebende Schwin­ gungsfrequenz nicht mit einer Eigenfrequenz zusammenfal­ len kann. Insbesondere für die unterhalb der Leerlauf­ drehzahl liegenden Eigenfrequenzen des Drehschwingungs­ systems entfallen damit Reibeinrichtungen, die das Leer­ laufverhalten des Drehschwingungsdämpfers in unerwünsch­ ter Weise beeinflussen könnten.

Soweit dennoch eine Reibeinrichtung erforderlich ist, kann sie auch für den Lastbetrieb für ein vergleichsweise kleines Reibdrehmoment bemessen sein.

In der bevorzugten Ausgestaltung nach Anspruch 2 ist die umschaltbare Komponente des Drehschwingungssystems so be­ messen, daß eine der beiden durch diese Komponente be­ stimmten Eigenfrequenzen unterhalb der bei Leerlaufdreh­ zahl angeregten Leerlauf-Schwingungsfrequenz und die an­ dere Eigenfrequenz oberhalb der Leerlauf-Schwingungsfre­ quenz liegt. Auf diese Weise kann sich die Betriebsdreh­ zahl über die Leerlaufdrehzahl hinweg ändern, ohne daß Resonanzstellen durchlaufen werden müßten. Bei Betriebs­ drehzahlen unterhalb der Leerlaufdrehzahl ist die höhere Eigenfrequenz maßgebend, womit die beiden Massen über die Federn unterkritisch miteinander gekoppelt sind. Oberhalb der Leerlaufdrehzahl, d.h. normalerweise im Fahrbetrieb, ist die niedrigere Eigenfrequenz eingeschaltet, und die Massen sind überkritisch gekoppelt. Soweit gesonderte Federn für den Leerlaufbetrieb vorgesehen sind, liegt die durch die Leerlauffedern und die beiden Massen bestimmte Eigenfrequenz weit unterhalb der vorstehend genannten beiden Eigenfrequenzen, so daß auch bei höherer Drehzahl, jedoch lastfreiem Betrieb, eine weitgehende Entkopplung des Leerlaufsystems vom Lastsystem erreicht wird.

Die Umschaltung der Eigenfrequenzen des Drehschwingungs­ systems kann durch Ändern der beteiligten Massen oder durch Ändern der Federraten der beteiligten Federn er­ folgen. Bei Variation der an den Drehschwingungen betei­ ligten Massen kann insbesondere bei einem Zweimassen- Schwungrad einer der Massen eine zuschaltbare Zusatzmasse zugeordnet sein, die nicht im Kraftübertragungsweg des Antriebsstrangs liegt, jedoch über eine drehzahlabhängige Kupplung, beispielsweise eine drehzahlabhängige Reibein­ richtung der Masse zugeschaltet bzw. von ihr abgeschaltet wird. Insbesondere ist die Kopplung der Zusatzmasse mit der abtriebsseitigen bzw. sekundärseitigen Masse des Drehschwingungssystems von Vorteil.

Nach Anspruch 3 bilden die Federn des Drehschwingungs­ systems dessen umschaltbare Komponente. Es sind wenig­ stens zwei Sätze von Federn vorgesehen, von denen ein Satz drehzahlabhängig wirksam bzw. unwirksam geschaltet wird. Der steuerbare Federsatz kann hierbei überbrückt oder auch nur gehemmt werden. Für die Überbrückung eignen sich Reibeinrichtungen mit hohem Reibmoment ebenso wie formschlüssige Kupplungen. Die Hemmung erfolgt zweckmäßi­ gerweise durch die dem steuerbaren Federsatz parallel ge­ schalteten Reibeinrichtungen.

Die zur Umschaltung der Eigenfrequenz des Drehschwin­ gungssystems vorgesehenen Federsätze können einander parallel oder in Serie geschaltet sein. Die Serienschal­ tung gemäß Anspruch 4 bietet den Vorteil, daß zum Um­ schalten eine dem einen Federsatz parallel geschaltete Überbrückungseinrichtung herangezogen werden kann. Solche Überbrückungseinrichtungen lassen sich in Form von Reib­ einrichtungen mit verhältnismäßig geringem Aufwand reali­ sieren. Darüberhinaus läßt sich, wenn die beiden genann­ ten Federsätze für den Lastbetrieb bemessen sind, mit ge­ ringem Aufwand nach Anspruch 5 ein dritter, für den Leer­ laufbetrieb bemessener Federsatz hinzufügen. Die letztge­ nannte Ausgestaltung läßt sich nach Anspruch 6 problemlos mit einer für den Leerlaufbetrieb bemessenen Grundreib­ einrichtung und einer unabhängig davon für den Lastbe­ trieb bemessenen Lastreibeinrichtung versehen. Eine Leer­ wegeinrichtung der Lastreibeinrichtung stellt hierbei si­ cher, daß das Lastreibmoment lediglich außerhalb des für den lastfreien Betrieb bemessenen Arbeitsbereichs wirk­ sam ist.

Anspruch 7 beschreibt eine konstruktiv stabile Ausgestal­ tung eines Drehschwingungsdämpfers mit fliehkraftabhängig umschaltbarer Federrate. Die zur Führung der Federsätze vorgesehenen, ringförmigen Scheibenteile überlappen ein­ ander radial und lassen sich zur Abstützung von Reibein­ richtungen, insbesondere jedoch einer zur Eigenfrequenz­ umschaltung vorgesehenen, fliehkraftgesteuerten Reibein­ richtung ausnutzen.

Der für den Leerlaufbetrieb vorgesehene dritte Federsatz ist zweckmäßigerweise nicht dem für die Umschaltung der Eigenfrequenz ausgenutzten Federsatz, sondern dem anderen der beiden Federsätze parallel geschaltet, da dieser Fe­ dersatz nicht wesentlich bedämpft werden muß und damit im lastlosen Zustand eine gute Entkopplung für niederfre­ quente Schwingungen ermöglicht. Durch Leerlauf-Reibein­ richtungen läßt sich die Dämpfung im Leerlaufbetrieb ohne Beeinträchtigung der Entkopplung einstellen.

Die an sich geringe Dämpfung im lastlosen Zustand durch den Leerlaufdämpfer kann allerdings zur Folge haben, daß sich der Leerlaufdämpfer bei Schwingungen um die Ruhela­ ge, wie sie beim Anlassen und Abstellen des Motors vor­ kommen, als Drehspiel auswirkt. Diese das Schwingungsver­ halten unerwünscht beeinflussende Wirkung läßt sich ver­ meiden, wenn auch dem zweiten Federsatz oder gegebenen­ falls der Reihenschaltung der beiden Federsätze eine wei­ tere drehzahlabhängige Reibeinrichtung parallel geschal­ tet wird, deren Reibdrehmoment unterhalb der Leerlauf­ drehzahl mit abnehmender Drehzahl gemäß Anspruch 9 zu­ nimmt.

In Anspruch 10 wird eine besonders einfache, konstruktive Lösung beschrieben, bei welcher beide drehzahlabhängig steuerbare Reibeinrichtungen mit einer gemeinsamen Feder zur Reibkrafterzeugung auskommen. Dies hat insbesondere den Vorteil, daß auch nur eine einzige Fliehkraftsteue­ rung erforderlich ist.

Das Reibdrehmoment dieser zusätzlichen, drehzahlabhängig steuerbaren Reibeinrichtung kann vergleichsweise niedrig sein. Dies läßt sich durch geeignete Auswahl von Reib­ paarungen erreichen, oder aber dadurch, daß die zur Um­ schaltung der Eigenfrequenzen vorgesehene Reibeinrichtung nach Anspruch 12 auf einem größeren Durchmesser angeord­ net ist, als die weitere Reibeinrichtung. Sollte durch diese Maßnahmen das Reibmoment der weiteren drehzahlab­ hängig steuerbaren Reibeinrichtung im Bereich der Leer­ laufdrehzahl nicht hinreichend absenkbar sein, so kann der zur Umschaltung der Eigenfrequenzen vorgesehenen, drehzahlabhängig steuerbaren Reibeinrichtung eine dritte Reibeinrichtung parallel geschaltet sein (Anspruch 11), deren die Reibkraft bestimmende Vorspannfeder der ge­ meinsamen Vorspannfeder der beiden drehzahlabhängig steu­ erbaren Reibeinrichtungen entgegenwirkt. Die Feder der dritten Reibeinrichtung mindert die Anpreßkraft der dreh­ zahlabhängigen Reibeinrichtung, ohne daß es jedoch zu einer Minderung des Gesamtreibdrehmoments kommt.

Die drehzahlabhängig steuerbare Reibeinrichtung läßt sich auf vielerlei Weise verwirklichen. Beispielsweise können an Lenkern oder Führungen geführte Fliehgewichte vorgese­ hen sein, die über Schrägflächengetriebe oder Hebelge­ triebe die Vorspannung der Reibeinrichtung ändern. Nach Anspruch 14 sind die Fliehgewichte über Kniehebel unmit­ telbar an einer als Tellerfeder ausgebildeten Vorspann­ feder angebracht, und zwar so, daß sie die Tellerfeder mit wachsender Drehzahl abflachen und dementsprechend die Vorspannung der Reibeinrichtung mindern.

Die Ansprüche 15 und 16 beschreiben eine vorteilhafte Ver­ besserung, die sich auch bei anderen Drehschwingungsdämp­ fern mit in Reihe geschalteten Federsätzen, insbesondere bei einem Zweimassen-Schwungrad realisieren läßt. Die zur Führung der Federsätze vorgesehenen Ringscheiben bilden nach radial außen geschlossene Ringräume, die die Feder­ sätze in sich aufnehmen. Die Ringräume können schmiermit­ tel-, beispielsweise fettgefüllt, sein und mindern so den Verschleiß.

Im folgenden werden Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand einer Zeichnung näher erläutert. Hierbei zeigt:

Fig. 1 ein Blockschaltbild einer ersten Ausführungsform eines Drehschwingungsdämpfers für den Antriebs­ strang eines von einer Brennkraftmaschine ange­ triebenen Kraftfahrzeugs;

Fig. 2 ein Diagramm, das die Abhängigkeit der Schwin­ gungsamplitude A von der Betriebsdrehzahl n der Brennkraftmaschine zeigt;

Fig. 3 ein Diagramm, das die Abhängigkeit des die Um­ schaltung der Eigenfrequenz steuernden Reibmo­ ments MR 1 von der Betriebsdrehzahl n der Brenn­ kraftmaschine zeigt;

Fig. 4 ein Blockschaltbild einer zweiten Ausführungsform eines Drehschwingungsdämpfers für den Antriebs­ strang einer Brennkraftmaschine;

Fig. 5 ein Diagramm mit dem Reibmoment MR von zwei in dem Drehschwingungsdämpfer der Fig. 4 verwende­ ten Reibeinrichtungen in Abhängigkeit von der Betriebsdrehzahl n der Brennkraftmaschine;

Fig. 6 eine schematische teilweise Schnittansicht eines Zweimassen-Schwungrads mit einem Drehschwingungs­ dämpfer gemäß dem Blockschaltbild in Fig. 4 und

Fig. 7 eine detailliertere Schnittansicht des Zweimas­ sen-Schwungrads nach Fig. 6.

Das in Fig. 1 in Form eines Blockschaltbilds dargestellte Drehschwingungssystem hat zwei um eine gemeinsame Dreh­ achse rotierende Massen S 1 und S 2 im Antriebsstrang eines von einer Brennkraftmaschine angetriebenen Kraftfahr­ zeugs. Bei der Masse S 1 handelt es sich um die primäre, von der Brennkraftmaschine angetriebene Masse. S 2 be­ zeichnet die sekundäre Masse. Bei den Massen S 1 und S 2 kann es sich um die beiden Massen eines Zweimassen- Schwungrads handeln. Für die folgenden Betrachtungen re­ präsentieren die Massen S 1 und S 2 jedoch das Trägheitsmo­ ment der zu Einheiten drehsteif verbundenen Komponenten.

Die Massen S 1 und S 2 sind über jeweils aus mehreren Fe­ dern bestehende Federsätze C 0, C 1 und C 2 drehelastisch miteinander gekuppelt. Die Federn der Federsätze C 0, C 1 und C 2 sind in nachstehend noch näher erläuterter, jedoch herkömmlicher Weise in Fenstern von relativ zueinander um die Drehachse der Massen S 1, S 2 drehbaren Scheibenteilen B, C und D geführt. Die Federsätze C 1 und C 2 sind über den Scheibenteil C miteinander verbunden und in Reihe zwischen die Scheibenteile B und D geschaltet. Die Feder­ sätze C 1 und C 2 übertragen das Last-Drehmoment zwischen den Massen S 1 und S 2. Durch Anschläge oder dergleichen gebildete Leerwegeinrichtungen L 1 und L 3 begrenzen den Relativdrehwinkel zwischen den Scheibenteilen B und C einerseits und C und D andererseits. Der Federsatz C 0 ist für den Leerlaufbetrieb bemessen und dem abtriebsseitigen Federsatz C 2 zwischen den Scheibenteilen C und D parallel geschaltet. Eine weitere Leerwegeinrichtung L 0 in Serie zum Federsatz C 2 begrenzt den Relativdrehwinkel zwischen den Scheibenteilen C und D, in welchem der Last-Federsatz C 2 unwirksam und ausschließlich der Leerlauf-Federsatz C 0 wirksam ist. Bei der Leerwegeinrichtung L 0 kann es sich um Spiel handeln, welches die Federn des Federsatzes C 2 in Umfangsrichtung in den Fenstern der Scheibenteile C und D haben, so daß die Scheibenteile C und D um einen Leerweg gegeneinander verdreht werden müssen, bevor der Federsatz C 2 parallel zu C 0 zum Einsatz kommt.

Dem Federsatz C 1 ist eine Reibeinrichtung MR 1 zwischen den Scheibenteilen B und C parallel geschaltet, die von einer Steuerung E, beispielsweise einer nachstehend noch näher erläuterten Fliehgewichtssteuerung, abhängig von der momentanen Betriebsdrehzahl n der Brennkraftmaschine steuerbar ist. Fig. 3 zeigt das Reibmoment der Reibein­ richtung MR 1 in Abhängigkeit von der Betriebsdrehzahl n. Das Reibmoment nimmt nach einer quadratischen Funktion von einem Maximalwert bei stillstehender Brennkraftma­ schine auf den Wert 0 bei einer oberhalb der Leerlauf­ drehzahl n ₀ liegenden Abschaltdrehzahl n ₁ ab.

Das Reibmoment der Reibeinrichtung MR 1 ist so bemessen, daß der Federsatz C 1 oberhalb der Leerlaufdrehzahl n ₀ wirksam und unterhalb der Leerlaufdrehzahl n ₀ überbrückt oder zumindest beträchtlich gehemmt ist. Auf diese Weise kann das durch die Federsätze C 1 und C 2 und die Massen S 1 und S 2 gebildete Drehschwingungssystem zwischen zwei Ei­ genfrequenzen umgeschaltet werden. Bei überbrücktem Fe­ dersatz C 1 stellt sich eine Eigenfrequenz f ₂ ein, die im Lastbetrieb im wesentlichen ausschließlich durch den Fe­ dersatz C 2 bestimmt wird, nachdem die Federrate des Leer­ lauf-Federsatzes C 0 für den Lastbetrieb vernachlässigbar ist. Bei von der Reibeinrichtung MR 1 freigegebenem Feder­ satz C 1 ergibt sich die Eigenfrequenz f _s der Reihenschal­ tung der Federsätze C 1 und C 2, die niedriger liegt, als die Eigenfrequenz f ₂ des Federsatzes C 2 allein. Äuch hier ist im Lastbetrieb der Einfluß des Federsatzes C 0 ver­ nachlässigbar.

Die Federsätze C 1 und C 2 sind auf die Massen S 1 und S 2 so abgestimmt, daß die Eigenfrequenzen im Bereich der bei der Leerlaufdrehzahl n ₀ angeregten Schwingfrequenzen auf­ treten. Wie Fig. 2 zeigt, liegt die der Eigenfrequenz f _s zugeordnete Drehzahl n _fs unterhalb der Leerlaufdrehzahl n ₀, während die der Eigenfrequenz f ₂ zugeordnete Drehzahl n _{f 2} oberhalb der Leerlaufdrehzahl n ₀ liegt. Die durch die Steuerung E festgelegte Reibdrehmomentcharakteristik der Reibeinrichtung MR 1 sorgt dafür, daß bei Drehzahlen im Bereich der Resonanzdrehzahl n _fs der Federsatz C 1 unwirk­ sam ist, so daß für die Schwingungseigenschaften des Drehschwingungssystems die Eigenfrequenz f ₂ maßgebend ist, das System also in einem unterkritischen Bereich ar­ beitet. Liegt andererseits die Drehzahl n im Bereich der Resonanzdrehzahl n _{f 2}, so gibt die Steuerung E die Reib­ einrichtung MR 1 frei, und die Resonanzeigenschaften des Drehschwingungssystems werden durch die Eigenfrequenz f _s der Reihenschaltung der Federsätze C 1 und C 2 bestimmt. Das System arbeitet damit im überkritischen Bereich.

Fig. 2 zeigt mit einer ausgezogenen Kurve 11 die Abhän­ gigkeit der Schwingungsamplitude A von der Drehzahl n für den Lastbetrieb, jedoch unter Vernachlässigung des Ein­ flusses des Federsatzes C 0 und nachfolgend noch näher er­ läuterter Reibeinrichtungen MR 0 und MR 2. Die Kurve 11 zeigt, daß unterhalb der Leerlaufdrehzahl n ₀ keine Re­ sonanzamplituden im Lastfall auftreten und sich lediglich im Bereich der Leerlaufdrehzahl n ₀ eine geringfügige Überhöhung ergibt, wohingegen oberhalb der Abschaltdreh­ zahl n ₁ keine Schwingungsamplituden angeregt werden. Im Bereich der Resonanzdrehzahlen n _fs und n _{f 2} sind mit ge­ strichtelten Linien Resonanzkurven 13, 15 eingetragen, die sich ohne Bedämpfung durch MR 1 einstellen würden. Fig. 2 zeigt bei 17 zusätzlich den Verlauf der Schwin­ gungsamplitude des unbedämpften Leerlauf-Dämpfungssy­ stems, dessen Eigenfrequenz f ₀ im unbelasteten Zustand, d.h. innerhalb des Leerspiels der Leerwegeinrichtung L 0 zu einer Resonanzstelle bei der Resonanzdrehzahl n _{f 0} führt. Der Vergleich der Kurven 11 und 17 zeigt ferner, daß das Leerlauf-Dämpfungssystem und das Last-Dämpfungs­ system weitgehend voneinander entkoppelt sind. Die Ab­ schaltdrehzahl n ₁ liegt im dargestellten Ausführungs­ beispiel oberhalb der Resonanzdrehzahl n _{f 2}, beispiels­ weise bei einer Drehzahl von 1000 Umdrehungen pro Minute.

Die Reibeinrichtung MR 1 bedämpft im wesentlichen den Federsatz C 1, der zweckmäßigerweise eine geringere Fe­ derrate hat als der Federsatz C 2. Da es für die Funk­ tionsweise der Eigenfrequenzumschaltung einer Bedämpfung des Federsatzes C 2 nicht bedarf, kann eine eventuell dem Federsatz C 2 zugeordnete Reibeinrichtung MR 2 problemlos so bemessen werden, daß sie lediglich im Lastbereich oder einem Teil des Lastbereichs wirksam ist. Die Reibeinrich­ tung MR 2 kann zwischen die Scheibenteile C und D geschal­ tet ein und liegt im dargestellten Ausführungsbeispiel zwischen den Scheibenteilen B und D. Eine Leerwegeinrich­ tung L 2, deren Spiel gleich oder etwas größer als das Spiel der Leerwegeinrichtung L 0 ist, sorgt dafür, daß die Reibeinrichtung MR 2 lediglich außerhalb des Arbeitsbe­ reichs des Leerlaufdämpfers wirksam ist. Soweit die Ei­ genreibung des Leerlaufdämpfers nicht ausreicht, kann zu­ sätzlich eine für den Leerlaufbetrieb bemessene Grund- Reibeinrichtung MR 0 entweder zwischen die Scheibenteile C und D oder, wie dargestellt, zwischen die Scheibenteile B und D geschaltet sein.

Der vorstehend erläuterte Drehschwingungsdämpfer verhin­ dert Resonanzschwingungen unterhalb der Leerlaufdrehzahl, wie sie beim Anlassen und Abstellen bzw. bei motordrüc­ kendem Fahrbetrieb mit großer Amplitude auftreten könn­ ten. Darüberhinaus wird sichergestellt, daß auch im Drehzahlbereich oberhalb der Leerlaufdrehzahl bei norma­ lem Fahrbetrieb unter Last Resonanzschwingungen im we­ sentlichen nicht auftreten. Das Leerlauf-Dämpfersystem ist darüberhinaus unabhängig vom Last-Dämpfersystem opti­ mierbar und weitgehend entkoppelt.

Fig. 4 zeigt das Blockschaltbild einer Variante des Dreh­ schwingungsdämpfers aus Fig. 1, die sich lediglich durch die Art der Bedämpfung des Federsatzes C 2 von diesem un­ terscheidet. Gleichwirkende Komponenten sind mit gleichen Bezugsziffern versehen. Zur Erläuterung wird auf die vorangegangene Beschreibung Bezug genommen.

Beim Anlassen und Abstellen der Brennkraftmaschine kann es zu Schwingungen um die Ruhelage des Schwingungsdämp­ fers kommen. Für Schwingungen dieser Art wirkt sich der Leerlaufdämpfer mit seiner Leerwegeinrichtung L 0 und sei­ nem vergleichsweise schwachen Federsatz C 0 als Drehspiel aus, in welchem der zur Dämpfung solcher Schwingungen be­ messene Lastdämpfer nicht zum Einsatz kommt. Der Effekt tritt unterhalb der Leerlaufdrehzahl auf. Um ihm entge­ genzuwirken, ist der Reihenschaltung aus dem Federsatz C 2 und der Leerwegeinrichtung L 0 eine Reibeinrichtung MR 3 parallel geschaltet. Das Reibmoment der zwischen den Scheibenteilen C und D wirksamen Reibeinrichtung MR 3 wird von einer weiteren Steuerung F abhängig von der Betriebs­ drehzahl n der Brennkraftmaschine gesteuert. Fig. 5 zeigt den Verlauf des Bremsmoments der Bremseinrichtung MR 3. Das Bremsmoment MR 3 ist bei Stillstand maximal und nimmt nach einer angenähert quadratischen Funktion mit wachsen­ der Drehzahl n ab. Das erforderliche maximale Reibdrehmo­ ment ist vergleichsweise klein, in jedem Fall jedoch kleiner als das maximale Reibdrehmoment der Reibeinrich­ tung MR 1. Es nimmt bei einer Abschaltdrehzahl n ₂ unter­ halb der Leerlaufdrehzahl n ₀ auf null ab. Die Reibein­ richtung MR 3 dämpft unterhalb der Leerlaufdrehzahl im Lastbetrieb beispielsweise beim Anlassen oder Abstellen der Brennkraftmaschine auftretende Schwingungen. Da die Abschaltdrehzahl n ₂ unterhalb der Leerlaufdrehzahl n ₀ liegt, wird der ohne Last bei der Leerlaufdrehzahl n ₀ wirksame Leerlaufdämpfer nicht beeinflußt. Die Reibein­ richtungen MR 0 und MR 2 mit zugehöriger Leerwegeinrichtung L 2 können jedoch gegebenenfalls auch weiterhin vorhanden sein, wie dies in Fig. 4 gestrichelt angedeutet ist.

Fig. 6 zeigt schematisch einen Drehschwingungsdämpfer ge­ mäß Fig. 4 in Verbindung mit einem Zweimassen-Schwungrad. An einer um eine Drehachse 21 rotierenden Kurbelwelle 23 einer Brennkraftmaschine ist ein Primärschwungrad 25 be­ festigt, welches zusammen mit den fest mit ihm verbunde­ nen Komponenten, insbesondere der Kurbelwelle 23, sowie den Kolben und dergleichen die Masse S 1 bildet. An einem Lageransatz 27 der Kurbelwelle 23 oder der Primärschwung­ masse 25 ist über ein Lager 29 eine Sekundärschwungmasse 31 gleichachsig relativ zum Primärschwungrad 25 drehbar gelagert. Der Scheibenteil B besteht aus zwei mit axialem Abstand voneinander angeordneten Ringscheiben 33, 35 und ist im Bereich seines Außenumfangs mit dem Primärschwung­ rad 25 verbunden. Der Scheibenteil C besteht seinerseits aus zwei mit axialem Abstand angeordneten, zu einer Ein­ heit verbundenen Ringscheiben 37, 39, die sich mit den Ringscheiben 33, 35 radial überlappen. Die Ringscheibe 37 greift hierbei zwischen die Ringscheiben 33, 35, während die Ringscheibe 35 zwischen die Ringscheiben 37 und 39 reicht. Der Scheibenteil D umfaßt eine einzige Ringschei­ be, die im Bereich ihres Innenumfangs mit dem Sekundär­ schwungrad 31 drehfest verbunden ist, und ebenfalls zwi­ schen die Ringscheiben 37, 39. Die Federn des Federsatzes C 1 sind in üblicher Weise in axial korrespondierenden Fenstern der Ringscheiben 33, 35 einerseits und der Ring­ scheibe 37 andererseits geführt, wobei die Federn in Um­ fangsrichtung verteilt angeordnet sind. Die Federn des Federsatzes C 2 sind auf einem kleineren Kreis um die Drehachse 21 angeordnet als die Federn C 1 und werden in axial korrespondierenden Fenstern der Ringscheibe 41 einerseits und der Ringscheiben 37, 39 andererseits ge­ führt. Die Federn des Federsatzes C 3 können, wie darge­ stellt, in den Federn C 2 angeordnet sein oder aber in Um­ fangsrichtung gegen diese Federn versetzt sein. In jedem Fall sind sie jedoch auch zwischen den Ringscheiben 37, 39 einerseits und der Ringscheibe 41 andererseits in Um­ fangsrichtung abgestützt. Das von der Brennkraftmaschine ausgeübte Antriebsdrehmoment wird im Fahrbetrieb unter Last vom Primärschwungrad 25 über den Scheibenteil B, den Federsatz C 1, den Scheibenteil C, den Federsatz C 2 und den Scheibenteil D auf das Sekundärschwungrad 31 über­ tragen, an welchem in nicht näher dargestellter Weise eine Reibungskupplung befestigt ist, die das Antriebs­ drehmoment auf die Eingangswelle eines Getriebes weiter­ leitet. Es bleibt zu erwähnen, daß das Sekundärschwungrad 31 zusammen mit den abtriebsseitig mitrotierenden Kompo­ nenten die Masse S 2 bildet.

Die Reibeinrichtung MR 1 ist am Außenumfang der Ringschei­ be radial außerhalb des Federsatzes C 1 auf der dem Sekun­ därschwungrad 31 axial benachbarten Seite angeordnet. Eine zwischen der Ringscheibe 39 des Scheibenteils C und den nicht näher bezeichneten Reibringen der Reibeinrich­ tung MR 1 eingespannte Tellerfeder 43 erzeugt die erfor­ derliche Vorspannung. Vom Außenumfang der Tellerfeder 43 stehen entgegen deren Aufwölbung Kniehebel 45 angenähert axial ab, die an ihrem freien Ende Fliehgewichte 47 tra­ gen oder selbst als Fliehgewichte wirken. Mit wachsender Drehzahl flachen die Fliehgewichte 47 über die Kniehebel 47 die Tellerfeder 43 ab, so daß die Vorspannung der Reibeinrichtung MR 1 und damit deren Reibdrehmoment mit wachsender Drehzahl entsprechend Fig. 5 abnimmt.

Die Tellerfeder 43 erzeugt zugleich die Vorspannung der Reibeinrichtung MR 3, deren Reibbeläge im Bereich des In­ nenumfangs des Scheibenteils C zwischen der Ringscheibe 37 und der Ringscheibe 41 angeordnet sind. Um die Anpreß­ kraft übertragen zu können, ist der Scheibenteil C mit axialem Spiel drehbar geführt. Wird die Vorspannung der Tellerfeder 43 durch die Fliehgewichte 47 mit wachsender Drehzahl gemindert, so wird entsprechend Fig. 5 auch das Reibmoment der Reibeinrichtung MR 3 gleichsinnig verrin­ gert. Da die Reibeinrichtung MR 3 auf einem kleineren Ra­ dius angeordnet ist, vorzugsweise radial innerhalb des Anordnungskreises des Federsatzes C 2, ergibt sich, gege­ benenfalls durch geeignete Reibpaarungswahl ein kleineres Reibdrehmoment als im Fall der Reibeinrichtung MR 1.

Fig. 6 zeigt eine weitere Maßnahme, durch die das Reib­ moment der Reibeinrichtung MR 3 im Bereich der Leerlauf­ drehzahl weiter abgesenkt werden kann, ohne daß hierdurch die Reibeigenschaften der Reibeinrichtung MR 1 nachteilig beeinflußt würden. Zwischen den Ringscheiben 37 und 35, d.h. auf der bezogen auf die Ringscheibe 35 der Reibein­ richtung MR 1 gegenüberliegenden Seite, ist eine weitere Reibeinrichtung MR 4 angeordnet, die von einer gesonderten Tellerfeder 49 vorgespannt wird. Die Vorspannkraft der Tellerfeder 49 wirkt der Vorspannkraft der Tellerfeder 43 entgegen und mindert damit die Vorspannung der Reibein­ richtung MR 3 und dementsprechend deren Reibdrehmoment. Das Reibdrehmoment der Reibeinrichtung MR 4 ist, wie in Fig. 5 dargestellt, drehzahlunabhängig und erhöht, da die Reibeinrichtung MR 4 der Reibeinrichtung MR 1, wie in Fig. 4 angedeutet, parallel geschaltet ist, das Grundreibmo­ ment des Federsatzes C 1. Die Reibeinrichtungen MR 4 und MR 3 sind jedoch so aufeinander abgestimmt, daß unterhalb der Leerlaufdrehzahl beim Anlassen und Abstellen der Brennkraftmaschine auftretende Schwingungen ausreichend gedämpft werden.

Fig. 7 zeigt weitere Einzelheiten des Zweimassen-Schwung­ rads aus Fig. 6. Einander entsprechende Komponenten sind mit den Bezugsziffern aus Fig. 6 bezeichnet. Zur weiteren Erläuterung wird auf die Beschreibung der Fig. 6 und wei­ ter auf die vorangegangene Beschreibung Bezug genommen.

Wie Fig. 7 zeigt, sind die Ringscheiben 33, 35 durch Ab­ standnieten 51 miteinander und mit dem Primärschwungrad 25 verbunden. Die Abstandnieten 51 treten durch Ausspa­ rungen der Ringscheibe 37 und bilden zusammen mit den Aussparungen die Leerwegeinrichtung L 1. In ähnlicher Weise sind die Ringscheiben 37 und 39 über Abstandnieten 53 fest miteinander verbunden, die durch Aussparungen der Ringscheibe 41 treten und zusammen mit diesen Aussparun­ gen die Leerwegeinrichtung L 3 bilden. Die Ringscheibe 41 ist mit Abstandnieten 55 am Sekundärschwungrad 31 befe­ stigt. Die Reibeinrichtung MR 2 ist auf einem vergleichs­ weise kleinen Durchmesserkreis angeordnet und sitzt im Bereich des Lagers 29 zwischen dessen Innenring und einer Ringschulter des Primärschwungrads 25. Sie umfaßt eine Steuerscheibe 57, die mit dem Drehspiel der Leerwegein­ richtung L 2 mit der Ringscheibe 41 gekuppelt ist. Die Fe­ dern des Federsatzes C 2 sind auf einem kleineren Radius angeordnet, als die Federn des Federsatzes C 1 und mit Spiel in Umfangsrichtung der Ringscheiben 33, 35 bzw. 37 angeordnet. Anders als in Fig. 6 ist die Reibeinrichtung MR 4 radial außerhalb des Federsatzes C 1 vorgesehen.

Die Ringscheiben 33, 35 sind axial nach außen im Bereich ihrer Fenster geschlossen, wobei das Fenster der Ring­ scheibe 33 von dem Primärschwungrad 25 überdeckt ist und die Ringscheibe 35 aus zwei miteinander verbundenen Tei­ len besteht, von denen lediglich der innengelegene zur Bildung der Fenster durchbrochen ist. Im Bereich des Außenumfangs überbrückt eine Ringwand 59 des Primär­ schwungrads 25 den Abstand zwischen den Ringscheiben 33, 35 und liegt von einer Ringdichtung 61 abgedichtet an der Ringscheibe 35 an. Die Ringscheiben 33, 35 bilden damit einen nach radial außen geschlossenen Ringraum für die Aufnahme eines Schmiermittels zur Verschleißminderung des Federsatzes C 1. In ähnlicher Weise sind die Federsätze C 2, C 3 in einem durch die Ringscheiben 37, 39 gebildeten, nach radial außen geschlossenen Schmiermittelringraum enthalten. Ein Dichtring 61 umschließt die Federsätze C 2, C 3 auf der radial äußeren Seite und dichtet die Ring­ scheiben 37, 39 gegeneinander ab. Ebenso ist, wie bei 63, 65 angedeutet ist, der Bereich der Fenster der Ring­ scheiben 37, 39 nach axial außen hin abgedichtet.

Claims (16)

1. Anordnung zur Dämpfung von Drehschwingungen zwischen zwei relativ zueinander drehbaren Massen, insbesondere eines Zweimassenschwungrads, im Antriebsstrang eines von einer Brennkraftmaschine angetriebenen Kraftfahr­ zeugs, mit mehreren, die beiden Massen (S 1, S 2) dreh­ elastisch miteinander kuppelnden Federn (C 1, C 2, C 3), die zusammen mit den beiden Massen (S 1, S 2) ein Dreh­ schwingungssystem mit wenigstens einer Eigenfrequenz im Betriebsdrehzahlbereich der Brennkraftmaschine bil­ den
und mit wenigstens einer Reibeinrichtung (MR 0 bis MR 4) zur Dämpfung der Drehschwingungen,
dadurch gekennzeichnet, daß eine der die Eigenfrequenz bestimmenden Komponenten (C 1, C 2) des Drehschwingungssystems zwischen zwei Zu­ ständen umschaltbar ist und in den beiden Zuständen zwei unterschiedliche Eigenfrequenzen des Drehschwin­ gungssystems festlegt,
und daß eine auf die Betriebsdrehzahl der Brennkraft­ maschine ansprechende Steuerung (E, MR 1) den Zustand der umschaltbaren Komponente (C 1, C 2) des Drehschwin­ gungssystems in der Weise einstellt, daß die Eigenfre­ quenz des Drehschwingungssystems stets oberhalb oder unterhalb der bei der Betriebsdrehzahl angeregten Schwingungsfrequenz des Drehschwingungssystems liegt.

2. Anordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die umschaltbare Komponente (C 1, C 2) des Drehschwin­ gungssystems in ihren beiden Zuständen eine unterhalb der bei Leerlaufdrehzahl (n ₀) angeregten Leerlauf- Schwingungsfrequenz liegende Eigenfrequenz (f _s ) bzw. eine oberhalb der Leerlauf-Schwingungsfrequenz liegen­ de Eigenfrequenz (f ₂) festlegt.

3. Anordnung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeich­ net, daß die umschaltbare Komponente des Drehschwin­ gungssystems durch wenigstens zwei die Massen (S 1, S 2) drehelastisch miteinander kuppelnde Sätze (C 1, C 2) von Federn gebildet ist, von denen ein erster Satz (C 1) mittels der Steuerung (E, MR 1) wirksam bzw. unwirksam schaltbar ist.

4. Anordnung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die zwei Sätze (C 1, C 2) von Federn die beiden Massen (S 1, S 2) in einer Reihenanordnung drehelastisch mit­ einander kuppeln und daß die Steuerung (E, MR 1) den ersten Satz (C 1) steuerbar überbrückt.

5. Anordnung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Sätze (C 1, C 2) von Federn für den Lastbe­ trieb bemessen sind, daß in Serie zum Drehmomentweg des zweiten (C 2) der beiden Sätze von Federn eine Leerwegeinrichtung (L 0) angeordnet ist und daß der aus dem zweiten Satz (C 2) von Federn und der Leerwegein­ richtung (L 0) bestehenden Serienschaltung ein dritter, für den Leerlaufbetrieb bemessener Satz (C 0) von Fe­ dern parallel geschaltet ist, wobei die Leerwegein­ richtung (L 0) den Arbeitsdrehbereich des dritten Sat­ zes (C 0) von Federn begrenzt.

6. Anordnung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß parallel zur Reihenanordnung des ersten (C 1) und zwei­ ten (C 2) Satzes von Federn eine Reihenanordnung aus einer für den Lastbetrieb bemessenen Reibeinrichtung (MR 2) und einer weiteren Leerwegeinrichtung (L 2) mit einem dem Arbeitsdrehbereich des dritten Satzes (C 0) von Federn entsprechenden Leerweg geschaltet ist.

7. Anordnung nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Federn der beiden Sätze (C 1, C 2) in Fenstern von drei relativ zueinander drehbaren Scheibenteilen (B, C, D) angeordnet sind, von denen das erste (B) und das zweite (C) Scheibenteil mit je einer der beiden Massen (S 1, S 2) verbunden ist und das dritte Scheibenteil (C) über je einen der beiden Sätze (C 1, C 2) von Federn mit dem ersten (B) und dem zweiten (D) Scheibenteil drehelastisch gekuppelt ist und daß die Steuerung (E, MR 1) als Fliehkraftsteuerung ausgebildet ist und den Drehmomentübertragungsweg zwi­ schen dem dritten Scheibenteil (C) und einem (D) der beiden anderen Scheibenteile bei einer Betriebsdreh­ zahl kleiner als ein vorgegebener Grenzwert (n ₁) über­ brückt und bei einer Betriebsdrehzahl größer als der Grenzwert (n ₁) freigibt, wobei der Grenzwert (n ₁) einer Schwingungsfrequenz zwischen den beiden Eigenfrequen­ zen (f _2, f _s ) entspricht.

8. Anordnung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Fliehkraftsteuerung eine dem ersten Satz (C 1) von Federn parallel geschaltete Reibeinrichtung (MR 1) auf­ weist, deren Reibdrehmoment von wenigstens einem mit den Scheibenteilen (B, C, D) rotierenden Fliehgewicht (47) steuerbar ist.

9. Anordnung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Reibeinrichtung (MR 1) zwischen dem dritten (C) und dem ersten (B) Scheibenteil wirksam ist, daß zwischen dem dritten (C) und dem zweiten (D) Scheiben­ teil eine zweite für ein kleineres Reibdrehmoment be­ messene Reibeinrichtung (MR 3) vorgesehen ist, und daß die Fliehkraftsteuerung das Reibdrehmoment beider Reib­ einrichtungen (MR 1, MR 3) gleichsinnig ändert.

10. Anordnung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß der dritte Scheibenteil (C) relativ zum ersten (B) und zweiten (D) Scheibenteil axiales Spiel hat, daß die beiden Reibeinrichtungen (MR 1, MR 3) eine gemeinsame, axial wirkende Feder (43) haben, die über Reibringe der ersten Reibeinrichtung (MR 1) zwischen dem ersten (B) und dem dritten (C) Scheibenteil abgestützt ist und über das dritte Scheibenteil (C) Reibringe der zweiten Reibeinrichtung (MR 3) zwischen dem dritten (C) und dem zweiten (D) Scheibenteil einspannt.

11. Anordnung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem ersten (B) und dem dritten (C) Schei­ benteil eine dritte Reibeinrichtung (MR 4) angeordnet ist, deren axial wirkende Feder (49) der gemeinsamen Feder (43) der ersten (MR 1) und der zweiten (MR 3) Reibeinrichtung entgegenwirkt.

12. Anordnung nach einem der Ansprüche 9 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Reibeinrichtung (MR 1) am Außenumfang des ersten Scheibenteils (B) und die zwei­ te Reibeinrichtung (MR 3) am Innenumfang des zweiten Scheibenteils (D) vorgesehen ist.

13. Anordnung nach einem der Ansprüche 3 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerung (E, MR 1) als Flieh­ kraftsteuerung ausgebildet ist und eine ausschließlich dem ersten Satz (C 1) von Federn parallel geschaltete Reibeinrichtung (MR 1) aufweist, deren Reibdrehmoment von wenigstens einem mit einer der Massen (S 1) rotie­ renden Fliehgewicht (47) steuerbar ist.

14. Anordnung nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibeinrichtung (MR 1) eine Tellerfeder (43) umfaßt, von deren Außenumfang mehrere mit Fliehgewich­ ten (49) versehene Kniehebel (47) entgegen der Aufwöl­ bung der Tellerfeder (43) abstehen.

15. Anordnung nach einem der Ansprüche 7 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß das erste (B) und das dritte (C) Scheibenteil jeweils aus zwei axial nebeneinander an­ geordneten und miteinander fest verbundenen Ringschei­ ben (33, 35 bzw. 37, 39) bestehen, daß eine der Ring­ scheiben (37) des dritten Scheibenteils (C) axial zwi­ schen den beiden Ringscheiben (33, 35) des ersten Scheibenteils (B) angeordnet ist, und daß das zweite Scheibenteil (D) als axial zwischen den beiden Ring­ scheiben (37, 39) des dritten Scheibenteils (C) ange­ ordnete Ringscheibe (41) ausgebildet ist.

16. Anordnung nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Ringscheiben (33, 35 bzw. 37, 39) des ersten (B) und vorzugsweise auch des dritten (C) Scheiben­ teils geschlossene Wände haben und radial außerhalb der jeweils axial dazwischen angeordneten Ringscheibe (37, 41) durch eine geschlossene Umfangswand zur Bil­ dung eines Fettaufnahmeraums abgedichtet sind.