DE68918152T2 - Stufenloses Getriebe und Torsionsdämpfer für grosse Amplituden. - Google Patents

Description

• Die vorliegende Erfindung betrifft einen mit einem viskosen Medium arbeitenden Torsionsdämpfer für große Amplituden und ein stufenloses Getriebe, bei dem ein derartiger Dämpfer Verwendung findet.
• Stufenlose Getriebe unterscheiden sich von herkömmlichen automatischen und manuell schaltbaren Getrieben dadurch, daß bei ihnen keine festen Übersetzungsverhältnisse Verwendung finden. Statt dessen finden hierbei mit veränderlichem Abstand angeordnete Antriebsscheiben und hydraulische Systeme für deren Steuerung Verwendung, wobei die beiden Antriebsscheiben unabhängig voneinander unter Druck gesetzt werden, um einen Riemen auf irgendeinem gewünschten wirksamen Antriebsscheibenverhältnis festzuklemmen. Das wirksame Übersetzungsverhältnis wird durch Öffnen und Schließen der Antriebsscheiben sowie durch radiales Einwärts- oder Auswärtsdrücken des Riemens eingestellt. Wegen dieser Art der Änderung des wirksamen Übersetzungsverhältnisses wurden Anordnungen des Standes der Technik in bezug auf die Motor-, Dämpfungs- und Anlaufkupplung mit nachfolgendem Getriebe als unerwünscht angesehen. Bei solchen Systemen wird das Übersetzungsverhältnis verändert, wenn die Kupplung ausgerückt ist und sich die Antriebsscheiben des Getriebes nicht in Bewegung befinden, was zu Problemen in bezug auf Verschleiß und Geräuschentwicklung führt. Eine in bezug auf dieses Problem vorgeschlagene Lösung ist in der US-A-4 433 594 offenbart, bei der die Kupplung abstromseitig des Getriebes bewegt wird und sich die Antriebsscheiben kontinuierlich bewegen.
• Bei manuell schaltbaren Getrieben wurde es als wünschenswert angesehen, den Ausgang des Torsionsdämpfers mit einer Kupplungseinheit zu koppeln, die wiederum an das manuelle Getriebe angeschlossen ist, dessen Ausgang an den Antriebszug eines Kraftfahrzeuges gelegt wird. Ein solches System ist bekannt. Der Torsionsdämpfer bei einem derartigen manuell schaltbaren Getriebe besitzt normalerweise eine relativ kurze Amplitude mit einer hohen Federkonstanten, um die Motorvibrationen sowie hohe Anlauf- und Auslaufdrehmomente aufzunehmen. Während die Kupplung ausgerückt ist, kann das manuell schaltbare Getriebe in jeden gewünschten Vorwärts- oder Rückwärtsgang geschaltet werden, um das geeignete Übersetzungsverhältnis und die geeignete Bewegungsrichtung des nachfolgenden Antriebszuges ohne das Risiko von Beschädigungen oder einem übermäßigen Verschleiß zu erreichen. Übermäßig hohe Drehmomente werden durch Kupplungsschlupf und ein Mehrfachdämpfungsfedersystem vermieden.
• Mit der Entwicklung von automatischen Getrieben wurde bei älteren Getrieben ein hydraulisch betätigter Drehmomentwandler verwendet, durch den der Bedarf nach einem Vibrationsdämpfer reduziert wurde, da Motorvibrationen und Impulse sowie Anlauf- und Auslaufübergangszustände hydraulisch im Drehmomentwandler gedämpft werden konnten.
• Bei späteren Entwicklungen wurde eine Zwangsantriebskupplung im Drehmomentwandler angeordnet, um den Drehmomentwandler bei höheren Drehzahlen zu umgehen und einen Direktantrieb zwischen dem Motor und dem Getriebe vorzusehen. Mit dieser neuen Entwicklung bei automatischen Getriebesystemen stieg der Bedarf nach einem Vibrationsdämpfer erneut an, obwohl die Anlauf- und Auslaufprobleme weniger groß waren. Bei einem solchen System konnte ein herkömmlich ausgebildeter Vibrationsdämpfer mit kleiner Amplitude Verwendung finden. Diese Geschichte der Entwicklung von Getriebesystemen ist, soweit sie Torsionsdämpfer betrifft, in den US-A-4 585 427 und 4 139 995 erläutert.
• In den Fällen, in denen kein Drehmomentwandler verwendet oder in einem automatischen Getriebesystem durch eine Direktantriebskupplung umgangen wurde, entstand Bedarf nach einem Dämpfer, der sowohl Motorvibrationen als auch die hohen Drehmomente beim Anlaufen und Auslaufen aufnehmen konnte. Solche Dämpfer, die als Dämpfer für große Amplituden bekannt sind, sind ebenfalls in den US-A-4 139 995 und 4 585 427 beschrieben. Dämpfer in solchen Systemen werden benötigt, um nicht nur Motorvibrationen, sondern auch Anlauf- und Auslaufdrehmomente aufzunehmen.
• Mit dem Aufkommen des in der US-A-4 433 594 beschriebenen stufenlosen Getriebesystems und der Repositionierung der Kupplung wurde der Dämpfer außerhalb des Getriebegehäuses angeordnet und für einen Trockenlauf ausgebildet. Die Erfahrung hat jedoch gezeigt, daß ein trocken laufender Torsionsdämpfer, wie er in dieser Veröffentlichung beschrieben ist, diverse Nachteile besitzt, wenn er bei einem stufenlosen Getriebe des in der US-A-4 433 594 beschriebenen allgemeinen Typs verwendet wird. Wie in der US-A-4 433 595 beschrieben, war es ferner höchst wünschenswert, bei stufenlosen Getriebesystemen die Anlaufkupplung am Ausgang des Getriebes und nicht am Eingang desselben anzuordnen. Unter den Gründen, warum die in dieser Veröffentlichung beschriebene Ausführungsform als wünschenswert angesehen wird, ist die Forderung zum Schalten des wirksamen Ganges im stufenlosen Getriebe, während sich das Getriebe in Bewegung befindet, angegeben. Versuche zum Ändern des wirksamen Übersetzungsverhältnisses, während sich das Getriebe im statischen Zustand befindet, führten zu übermäßig hohem Verschleiß, übermäßig hohen Schaltkräften und möglichen Beschädigungen der Getriebeteile während des Schaltens der Gänge unter statischen Bedingungen.
• Beim Arbeiten mit Getriebesystemen des in der US-A-4 433 594 beschriebenen Typs wurde jedoch festgestellt, daß der Einsatz eines Torsionsdämpfers herkömmlicher Bauart zu unbefriedigenden Ergebnissen, übermäßig hohem Verschleiß bei solchen trocken laufenden Dämpfern und einer unzureichenden Dämpfung der Drehmomente beim Anlaufen und Auslaufen des Motors führte. Wenn man das System so konzipierte, daß es eine Dämpfungsrate besaß, die zur Aufnahme der Trägheitskräfte und physikalischen Kräfte, die beim Anlaufen und Auslaufen des Motors auftreten, geeignet war, war der Dämpfer jedoch in bezug auf die Dämpfung von durch den Betrieb des Motors bedingten Vibrationen ineffektiv, oder die entsprechenden Konstruktionsparameter wurden überschritten.
• Die FR-A-2 441 761, DE-A-36 24 498 und DE-A-36 10 127 beschreiben Vibrationsdämpfer für geringe Amplituden, die zusätzlich zu Federdämpfungseinrichtungen Strömungsmitteldämpfungseinrichtungen besitzen. Die Strömungsmitteldämpfungseinrichtungen umfassen Strömungsmitteldämpfungskammern (FR-A-2 441 761 und DE-A-36 24 498), die von den die Federn aufnehmenden Zwischenräumen getrennt sind, oder einen Spalt zwischen benachbarten Flächen von Primär- und Sekundärelementen des Dämpfers (DE 36 10 127), wobei die Strömungsmittelverdrängungskammern und der Spalt mit einem Schmiermittel, Fett oder einer anderen Flüssigkeit gefüllt sind. Diese Dämpfer des Standes der Technik können jedoch nicht als Vibrationsdämpfer für große Amplituden eingesetzt werden.
• Ziel der vorliegenden Erfindung ist es, einen Vibrationsdämpfer für große Amplituden und eine einen solchen Vibrationsdämpfer verwendende Getriebevorrichtung vorzusehen, der bzw. die einen reduzierten Verschleiß und reduzierte Geräuscheigenschaften aufweist und des weiteren viskose Dämpfungseigenschaften besitzt.
• Die vorliegende Erfindung sowie Weiterentwicklungen davon sind in den Patentansprüchen angegeben.
• Es wurde festgestellt, daß das Getriebesystem und der Vibrationsdämpfer für große Amplituden der vorliegenden Erfindung nicht nur zu einer geschmierten Umgebung und somit zu einer Reduktion von Verschleiß und Geräuschen im System, sondern auch zu äußerst wünschenswerten viskosen Dämpfungseigenschaften führt. Diese Vorteile werden erreicht, indem die Umgebung des Dämpfers für große Amplituden mit einem viskosen Fett oder einem geeigneten Getriebeöl im wesentlichen gefüllt wird.
• Wenn die entsprechenden beweglichen Teile in diesem viskosen Medium bewegt werden, wird eine hydraulische Dämpfung des Systems durch die auf das viskose Medium selbst einwirkenden Scherkräfte erreicht. Ein solches System ist einfacher, billiger und zuverlässiger als irgendein System, bei dem eine Strömungsmittelverdrängung in irgendeine entfernt gelegene Kammer zu Dämpfungszwecken stattfindet.
• Mit der erfindungsgemäßen Lösung ergaben Torsionsdrallmessungen während Übergangsbedingungen beim Anlaufen und Auslaufen von Motoren äußerst wünschenswerte Beziehungen zwischen Drall- und Motordrehmoment. Darüber hinaus wurden auch die Bedingungen des kontinuierlichen Betriebes sowie die Dämpfung von Motorvibrationen optimiert.
• Zum besseren Verständnis der Erfindung werden nunmehr die beigefügten Zeichnungen erläutert. Es zeigen:
• Figur 1 einen schematischen Schnitt durch das gesamte Getriebesystem der Erfindung;
• Figur 2 eine Draufsicht, teilweise im Schnitt, einer ersten Ausführungsform des erfindungsgemäß ausgebildeten Vibrationsdämpfers für große Amplituden;
• Figur 3 einen Querschnitt entlang Linie 3-3 in Figur 2;
• Figur 3a eine andere einstückige Dichtung für die Ausführungsform der Figur 3;
• Figur 4 einen Querschnitt durch eine zweite Ausführungsform der Erfindung, bei der Getriebeöl als viskoses Medium Verwendung findet;
• Figur 5 eine vergrößerte Ansicht des Dichtungs- und Beschickungssystems des Vibrationsdämpfers der Figur 4;
• Figur 6 eine auseinandergezogene Ansicht von Teilen des Dämpfers für große Amplituden der Figur 1;
• Figur 7 ein Diagramm, das die Drehzahl-Drehmoment-Beziehung in einem erfindungsgemäß ausgebildeten System zeigt;
• Figur 8 die Einschwingungsdämpfungseigenschaften bei einem System des Standes der Technik; und
• Figur 9 die Einschwingungsdämpfungseigenschaften eines erfindungsgemäß ausgebildeten Systems.
• In den Figuren, insbesondere in Fiugr 1, ist ein erfindungsgemäß ausgebildetes Getriebesystem dargestellt, das dem Getriebesystem der US-A-4 433 595 ähnlich ist. Zum besseren Verständnis des Gesamtgetriebesystems kann auf die Beschreibung und die Zeichnungen dieser Veröffentlichung bezug genommen werden, die allgemein der Gesamtkonstruktion und einigen Details der Figur 1 entsprechen.
• Wie man Figur 1 entnehmen kann, ist das Getriebesystem 10 zwischen dem Motorschwungrad 14 und der Getriebeausgangsgegenwelle 16 angeordnet, die direkt mit einem Differential oder einem entsprechenden Ausgangssystem verbunden ist. Die untere Hälfte der Welle 16 und das Differential, die in der US-A-4 433 594 gezeigt und beschrieben sind, sind aus Gründen der Einfachheit und eines besseren Gesamtverständnis in diesen Zeichnungen weggelassen worden.
• Am Motorschwungrad 14 ist der erfindungsgemäß ausgebildete Vibrationsdämpfer 18 für große Amplituden befestigt. Der Dämpfer 18 ist in Figur 1 teilweise in Seitenansicht und teilweise im Schnitt dargestellt. Der Ausgang des Vibrationsdämpfers 18 ist an die Eingangswelle 20 eines stufenlosen Getriebes 22 gelegt. Die Ausgangswelle 24 des stufenlosen Getriebes 22 ist mit der Antriebskupplung 26 gekoppelt, die in der feuchten Ölumgebung im Getriebegehäuse 28 arbeitet. Die Kupplung 26 wird somit geschmiert und bildet die bekannte Zwangsantriebsverbindung. Der Ausgang der Antriebskupplung 26 ist über die Zahnradantriebsblöcke und die Gegenwelle 16 gekoppelt, die wiederum mit dem Differential (nicht gezeigt) in Verbindung steht. Zu einem besseren Verständnis des Gesamtgetriebesystems wird wiederum auf die Zeichnungen und die Beschreibung der US-A-4 433 594 verwiesen.
• Wie in Figur 1 gezeigt, sorgen die Positionen des Riemens und der Antriebsscheiben des stufenlosen Getriebes für ein wirksames hohes Übersetzungsverhältnis. Der Antriebsriemen 32 wird durch die verstellbare Antriebsscheibe 34 in die äußere Position gedrückt, die am oberen Ende der Antriebsscheibe gezeigt ist, wodurch eine wirksame Riemenscheibe mit großem Durchmesser zur Verfügung gestellt wird. Unter diesen Bedingungen befindet sich der im unteren Teil der Figur 1 gezeigte Riemen 32 in der Nähe der Welle der Ausgangsscheibe oder Sekundärscheibe die eine feste Seite 36 und eine zugehörige, hydraulisch angetriebene einstellbare Seite 38 aufweist. Somit befindet sich der Riemen 32 in der Nähe des Rotationsmittelpunktes, so daß auf wirksame Weise eine Ausgangsscheibe mit kleinem Durchmesser zur Verfügung gestellt wird, wie in Figur 1 gezeigt. In Kombination mit der ersten Scheibe wird somit ein wirksames hohes Übersetzungsverhältnis erreicht.
• Es wurde festgestellt, daß es extrem schwierig und für das System schädlich ist, wenn man versucht, die Seiten 34 und 38 der Scheibe zu bewegen, wenn sich das Getriebe im statischen Zustand befindet. So wurde es in stufenlosen Getrieben als wünschenswert angesehen, die Antriebskupplung 26 von ihrer herkömmlichen Position in älteren Getrieben benachbart zum Vibrationsdämpfer 18 in eine Position abstromseitig des Getriebes und zur Ausgangsseite desselben gehörig zu bewegen, wie in Figur 1 gezeigt. Hierbei war das stufenlose Getriebe 22 direkt mit dem Motorschwungrad 14 verbunden und nur durch den Vibrationsdämpfer 18 hiervon isoliert. Auch der Vibrationsdämpfer 18 konnte in einer trockenen Umgebung, wie in Figur 1 gezeigt, nicht frei arbeiten.
• Wie in der US-A-4 433 594 gezeigt und erläutert, konnte bei einer derartigen Anordnung der Getriebekomponenten der Vibrationsdämpfer als trocken laufende Vorrichtung arbeiten, wobei die Teile atmosphärischen Bedingungen ausgesetzt waren und sich nur auf die zeitweilige Speicherung von Energie in den komprimierten Federn des Vibrationsdämpfers stützten, um Vibrationsphänomene zu glätten.
• Die Vorteile dieses Getriebesystems umfassen die abstromseitige Anordnung der Antriebskupplung, so daß sie als Sicherung im Falle eines plötzlichen Druckloswerdens der Scheibe im stufenlosen Getriebe wirken kann. Wie vorstehend erläutert, können des weiteren die Scheiben und der Riemen selbst unter Leerlaufbedingungen, wenn die Antriebskupplung ausgerückt ist, weiter rotieren. Hierdurch kann das Riemen/Scheiben-Verhältnis unter dynamischen Bedingungen verändert werden, wodurch der Riemenschlupf reduziert und die Haltbarkeit des Riemens verbessert wird, und zwar beides während des Außerbetriebsetzens des Motors und dem nachfolgenden Wiedereinrücken der Kupplung sowie der Fahrzeugbeschleunigung. Es wurde jedoch festgestellt, daß das in der US-A-4 433 594 beschriebene System diverse Nachteile besitzt, die durch die vorliegende Erfindung überwunden werden. Wenn der Motor gestartet wird, muß die Trägheit vom restlichen Teil des Antriebszuges des gesamten stufenlosen Getriebes auf die Leerlaufdrehzahl des Motors beschleunigt werden. Beim Abstellen des Motors muß die Trägheit des Antriebszuges entsprechend während der Verzögerung absorbiert werden. Dabei kann die über den Dämpfer und über den Antriebszug des stufenlosen Getriebes beim Starten und Abschalten des Motors übertragene stoßartig auftretende Torsion extrem groß sein und selbst die Kapazität eines herkömmlichen Vibrationsdämpfers für große Amplituden wesentlich überschreiten. Dies führte bei Konstruktionen des Standes der Technik zu einem übermäßig großen Riemenschlupf, einer reduzierten Dämpferzuverlässigkeit und unerwünschten Geräuschen, die auf das große stoßartige Torsionsphänomen zurückzuführen waren. Versuche zur Einstellung der Federkonstanten, um diese Probleme besser in den Griff zu bekommen, führten zu einer Verschlechterung der Betriebseigenschaften, so daß Motorgeräusche und Vibrationen bei Leerlaufdrehzahlen, im Normalbetrieb u.ä. auftraten. Aus diesen Gründen schlägt die vorliegende Erfindung die Verwendung eines Vibrationsdämpfers für große Amplituden mit einem viskosen Strömungsmitteldämpfungsmedium im vorstehend beschriebenen System vor. Ein derartiger Vibrationsdämpfer für große Amplituden mit einem viskosen Medium ist in Figur 1 als Dämpfer 18 dargestellt.
• Die Figuren 2 und 3 zeigen den Vibrationsdämpfer 18 der Figur 1 und werden nunmehr erläutert. Wie in Figur 1 gezeigt, besteht das Torsionsdämpfergehäuse 40 aus zwei Basisteilen, einer vorderen Abdeckung 42 und einer hinteren Abdeckung 44 Die beiden Abdeckungen sind um ihren Außenumfang herum aneinander montiert und werden durch eine Vielzahl von Bolzen 46, die in geeignete Gewindebohrungen im Schwungrad eingeschraubt sind, gegen das Schwungrad 14 gehalten. Die Bolzen 46 und die vordere Dämpferabdeckung 42 sind deutlich in den Figuren 2 und 3 gezeigt. Auch die Art und Weise, in der die vordere Abdeckung 42 über die hintere Abdeckung 44 gebördelt werden kann, ist dargestellt. Die vordere und hintere Abdeckung 42 und 44 können auch miteinander verschweißt sein, um eine einstückige strömungsmitteldichte Konstruktion vorzusehen.
• Der Ausgang des Dämpfers 18 wird durch eine Nabe 48 gebildet, die mit einer Eingangswelle 20 des stufenlosen Getriebes 22 verkeilt ist. Die Nabe 48 ist auch in den Figuren 2 und 6 und im Schnitt in Figur 3 gezeigt.
• Der innere Aufbau des Dämpfers 18 geht aus den Figuren 2, 3 und 6 hervor. Wie dort gezeigt, ist eine Eingangsplatte 50 zwischen der vorderen Abdeckung 42 und der hinteren Abdeckung 44 über einen peripheren Ringabschnitt 52, der mit Öffnungen versehen ist und die Bolzen 46 aufnimmt, befestigt. Die vordere Abdeckung 42 besitzt einen Flansch, der nach außen über die Eingangsplatte 50 und die hintere Abdeckung 44 geformt ist. Die vordere Abdeckung 42, die Eingangsplatte 50 und die hintere Abdeckung 44 sind über Bolzen 46 gegen das Schwungrad 14 geklemmt, so daß eine einstückige Einheit gebildet wird.
• Wie am besten in Figur 6 gezeigt, besitzt die Eingangsplatte 50 drei gleichmäßig beabstandete Arme 54, die sich in Radialrichtung erstrecken, so daß drei bogenförmige Zwischenräume 56 dazwischen gebildet werden.
• Jeder Zwischenraum 56 ist so ausgebildet, daß er einen Satz von Federeinrichtungen 58 aufnimmt, wie in den weggebrochenen Abschnitten in Figur 2 gezeigt. Bei der hier beschriebenen und dargestellten bevorzugten Ausführungsform sind zwei Federeinrichtungen 58 vorgesehen, die einen Reihensatz 60 bilden, wobei zwischen den benachbarten Armen 54 der Eingangsplatte 50 drei solcher Sätze angeordnet sind. Wie dies bekannt ist, besteht jede Federeinrichtung 58, von denen insgesamt sechs bei der bevorzugten Ausführungsform vorhanden sind, aus drei konzentrischen Schraubenfedern 62, 64 und 66. Die Federn 62, 64 und 66, die eine Federeinrichtung 58 bilden, können unterschiedliche Längen und unterschiedliche Drahtdurchmesser besitzen, um eine gewünschte Vielzahl von Federeinrichtungen zur Verfügung zu stellen, die eine vorgegebene Beziehung zwischen Verdrängung und Kompression besitzen.
• Die beiden Federeinrichtungen 58 eines jeden Satzes 60 werden von einem Schenkel 68 eines Paares von Ausgleichselementen 70, die jeweils drei Schenkel besitzen, auf Abstand voneinander gehalten. Eines der Ausgleichselemente 70 ist in Figur 2 dargestellt, und beide sind in ihren entsprechenden Orientierungen in der auseinandergezogenen Ansicht der Figur 6 gezeigt. Die Schenkel 68 sind auch im weggeschnittenen Bereich der Figur 3 zu erkennen und erstrecken sich radia1 von der Nabe 48 aus, an der die Ausgleichselemente 70 für eine freie Relativdrehung montiert sind. Wie bekannt, plazieren die frei drehbaren Ausgleichselemente 70 die ersten Federeinrichtungen 58 eines jeden der drei Sätze auf wirksame Weise in eine Parallelkraftrelation. Die Kombination aus den drei Federeinrichtungen wird durch die Schenkel 68 mit den zweiten Federeinrichtungen 58 eines jeden der drei Sätze 60 auf wirksame Weise in Reihe gehalten.
• Durch diese Konstruktion von sechs Federeinrichtungen, die mehrere Federkonstanten besitzen, wobei die Federeinrichtungen in der beschriebenen seriellen-parallelen Beziehung angeordnet sind, wird ein Dämpfer für große Amplituden geschaffen, wobei die Amplitude bis zu 60º betragen kann. Andere Federkonfigurationen, die schwimmende Räume anstelle der Ausgleichselemente aufweisen, sind ebenfalls bekannt.
• Die Nabe 48 ist mit der Eingangswelle 20 des stufenlosen Getriebes 22 verkeilt, wie vorstehend beschrieben. Zusätzlich zu dieser Keilverbindung besitzt die Nabe 48 zwei angetriebene Platten 72, die daran über eine Reihe von Nieten 74 befestigt sind, wie in Figur 3 gezeigt. Die angetriebenen Platten besitzen in Anpassung an die drei Arme 54 der Antriebsplatte 50 Lappen 76, die darin in Intervallen von 120º ausgebildet sind. Da die drei Lappen 76 zu den drei Armen 54 ausgerichtet sind, sind sie nicht unmittelbar in Figur 2 gezeigt, sondern sind im Schnitt in Figur 3 und in perspektivischer Ansicht in Figur 6 dargestellt.
• Es versteht sich, daß die Anzahl der Lappen und Arme frei ausgewählt werden kann, und zwar in Abhängigkeit von der Konstruktion des Dämpfers und den gewünschten Dämpfungs- und Federeigenschaften. Mindestens zwei Lappen und Arme, die relativ zur Nabe 48 diametral gegenüberliegend angeordnet sind, finden immer Verwendung. Es sind jedoch auch drei, vier oder fünf gleichmäßig beabstandete Lappen und Arme bei einer vorgegebenen Konstruktion geeignet.
• Die Art und Weise, in der der Dämpfer auch für große Amplituden funktioniert, ist bekannt und insbesondere in der US-A-4 585 427 beschrieben. Bei der vorliegenden Erfindung ist jedoch dieser Dämpfer für große Amplituden in eine Dämpferkonstruktion eingebaut, die ein in wirksamer Weise abgedichtetes Gehäuse aufweist, das aus der vorderen Abdeckung 42, der hinteren Abdeckung 44 und einem geeigneten Halter 78 für die hintere Abdeckung besteht. Dieser Halter ist ringförmig ausgebildet und wird ebenfalls über die Niete 74 gegen die Nabe 48 gehalten. Er weist einen durch Niete 74 befestigten Flansch, einen sich in Längsrichtung erstreckenden Randabschnitt und einen Radialflansch 80 auf, der den Innenrand der hinteren Abdeckung 44 überlagert, so daß ein Paar von parallelen Flächen gebildet wird.
• Eine Dichtung 82 aus glasgefülltem Teflon (registriertes Warenzeichen), elastischem Kunststoff o.a. ist zwischen den Flanschseiten der hinteren Abdeckung 44 und des Abdeckungshalters 78 angeordnet, um dazwischen eine Dichtung auszubilden. Die Dichtung 82 hat vorzugsweise einen L-förmigen Querschnitt und liegt zwischen den beiden Flanschen sowie radial innerhalb des Flansches der hinteren Abdeckung 44, wie gezeigt, so daß eine Lippendichtung gebildet wird. Eine zweite elastische Dichtung kann eine Ringform besitzen, wie in Figur 3 gezeigt, wobei die Dichtung durch die Niete 74 gegen die Nabe 48 geklemmt ist und einen elastischen Abschnitt aufweist, der sich radial nach außen und in Längsrichtung erstreckt, um eine Klappe 86 zu bilden, die mit der Innenfläche des Flansches der hinteren Abdeckung 44 in Eingriff steht, um eine Stirndichtung zu bilden. Andere Dichtungstechniken können ebenfalls Anwendung finden, um in der durch die vordere Abdeckung 42, die hintere Abdeckung 44 und den Halter 78 für die hintere Abdeckung gebildeten Kammer im wesentlichen Strömungsmittel integrität zu wahren. Eine Dichtung, die als zufriedenstellend angesehen wird, ist beispielsweise eine einstückige ringförmige Vorrichtung, die die vorstehend beschriebenen Lippendichtungs- und Stirndichtungsfunktionen kombiniert. Die Dichtung ist einstückig aus glasimprägniertem Teflon hergestellt, wie in Figur 3a gezeigt. Sie besitzt eine Außenwand 85, einen Boden 87 und eine Innenwand 89, die einen Kanal bilden, der auf dem Rand der hinteren Abdeckung 44 einrastet. Die Außenwand 85 bildet eine Dichtung zwischen der hinteren Abdeckung 44 und dem Halter 78 für die hintere Abdeckung. Eine Frontdichtungslippe 91 erstreckt sich nach unten und bildet eine Frontdichtung gegen die zylindrische Wand 93 des Halters 78. Dichtungen dieser Art sind von der Firma Chicago Rawhide Mfg. Co., Elgin, Illinois, USA erhältlich.
• Der durch das Gehäuse gebildete Hohlraum ist im wesentlichen mit einem geeigneten viskosen Material gefüllt. Bei der bevorzugten Ausführungsform der Figuren 1, 2 und 3 ist das viskose Medium ein dickflüssiges Fett mit minimalen Ölabscheideeigenschaften, optimaler Temperaturstabilität und mechanischer Stabilität sowie langer Schmierfähigkeit bei den vorgeschlagenen Betriebstemperaturen bis zu etwa 120ºC. Das Fett sollte wasserfest und mit den Materialien verträglich sein, aus denen der Dämpfer hergestellt ist.
• Bei dem Fett kann es sich um ein Mehrzweck-Lithiumkomplex fett handeln, das einen Basisölviskositätsindex von etwa 95 und eine Ölabscheidung unter 3 % besitzt.
• Zwei Fette, die für den Dämpfer für große Amplituden und das Getriebesystem der vorliegenden Erfindung geeignet sind, werden von der Exxon Corporation hergestellt und tragen die Bezeichnungen Unirex N2 und Unirex N3 (registrierte Warenzeichen).
• Diese Materialien wurden in dem vorstehend beschriebenen Getriebe in bezug auf ihre Haltbarkeit getestet. Die Fette wiesen nach Straßentests über beträchtliche Distanzen keine signifikanten Abscheidungs- oder Erweichungseffekte auf. Es trat kein Lecken aus dem in der vorstehend beschriebenen und gezeigten Weise konstruierten Gehäuse auf. Das Fett bewirkte eine signifikante viskose Dämpfung, die die Ausnutzung der vollständigen Dämpfungsverdrängung unter hohen Drehmomentbedingungen ermöglichte, wobei unter Vibrationseffekten kurzer Dauer ausreichend Energie vernichtet wurde, um für einen glatten und stabilen Betrieb zu sorgen. Des weiteren bewirkte das Fett beim Starten des Motors die erforderliche Dämpfung und Schmierung, um Klappern und andere lästige Geräusche des Systems zu vermeiden.
• Zusätzlich zu den bevorzugten Fetten Exxon Unirex N3 und Unirex N2 wurde ein als Mobilux EP111 (registriertes Warenzeichen) bezeichnetes Produkt der Mobil Corporation als geeignet gefunden. Mobilux EP111 ist ein schwarzes und klebriges, mit Lithium gefülltes Fett mit einem schweren Basisöl. Die erfindungsgemäß geeigneten Fette müssen selbst bei relativ hohen Drehzahlen und erhöhten Umgebungstemperaturen resistent sein gegen eine Trennung durch Zentrifugalkräfte.
• In den Figuren 4 und 5 ist eine andere Ausführungsform dargestellt, bei der das viskose Medium ein Getriebeöl ist, vorzugsweise ein Getriebeöl, das für die Antriebskupplung und die Antriebsräder des stufenlosen Getriebes geeignet ist und hierfür verwendet wird. Wie in Figur 4 gezeigt, ist die gleiche vordere Abdeckung 42 des Gehäuses, wie in Verbindung mit Figur 3 beschrieben, einer modifizierten hinteren Abdeckung 88 zugeordnet, die das Getriebeöl in der mit Öl gefüllten Ausführungsform enthalten kann. Die hintere Abdeckung 88 ist an der vorderen Abdeckung 42 und dem Eingangsring 50 über Bolzen 46 befestigt, wie bereits in Verbindung mit Figur 3 beschrieben wurde. Geeignete Dichtungen können zwischen den diversen Platten angeordnet sein. Die Nabe 48 ist an den Ausgangsplatten 72 durch Niete 74 befestigt, wie ebenfalls in Verbindung mit Figur 3 beschrieben wurde. Die das Gehäuse des Dämpfers 18 bildende hintere Abdeckung ist jedoch so ausgebildet, daß sie die Federsätze im medialen Ringabschnitt aufnimmt und dann nach innen geformt ist, um einen radial verlaufenden Stegabschnitt 90 vorzusehen, der in einem axial verlaufenden Gehäuserohr 92 endet.
• Das Gehäuserohr 92 ist unter einem kleinen radialen Abstand von der Welle 20 des stufenlosen Getriebes angeordnet, um den Eintritt und Austritt von Getriebeöl aus dem Getrieberaum in die vom Dämpfergehäuse 40a gebildete Kammer zu ermöglichen. Während die Fette Unirex N2 und Unirex N3 hochviskos sind und nicht in die vom Gehäuse gebildete Kammer fließen, fließt das Getriebeöl, wobei die resultierende Bewegung des Öles von den dynamischen Eigenschaften des Systems abhängt.
• Die Beziehung zwischen dem Gehäuserohr 92 und der Welle 20 ist in Figur 5 dargestellt. Wie in Figur 5 gezeigt, ist ein metallisches Dichtungselement 94 mittels Preßpassung am Gehäuserohr 92 und gegen die radial verlaufende Gehäusewand 90 befestigt. Ein Dichtungsring 96 aus Gummi, Neopren o.a. wird von einem Schraubenfederhalter 98 gegen die Dichtung 94 gehalten, wobei der Dichtungsring an ein Metallgehäuse 105 geschmolzen ist. Er ist von einem metallischen ringförmigen Element 100 umgeben, das zylindrische Wände 102 und 103 und eine radial verlaufende Basiswand 104 besitzt. Die radial verlaufende Basiswand 104 ist am Boden des Wellenkanals im Getriebegehäuse 108 mit einer Öffnung versehen, um einen Ölabführkanal 110 zu bilden, über den Getriebeöl von der durch das Gehäuse 40a gebildeten Dämpferumwandung zum Getriebesumpf zurückkehren kann. Ein Ablenkring 112 ist ebenfalls im Getriebegehäuse 108 vorgesehen, der zwangsläufig Getriebeöl in die durch das Gehäuse 40a gebildete Dämpferumwandung und vom Ölabführkanal 110 weg leitet. Der Ablenkring 112 ist metallisch und im Getriebegehäuse 108 montiert. Er dreht sich weder mit dem Dämpfergehäuse noch mit der Eingangswelle 20 des stufenlosen Getriebes. Er wird in einer geeigneten Ausnehmung 113 gehalten, die im Getriebegehäuse 108 ausgebildet ist. Durch die Zentrifugalwirkung des Öles gegen das Ablenkelement 112 wird das Öl in Figur 5 nach rechts gedrückt, um das Dämpfergehäuse zu füllen, wenn der Motor läuft.
• Wenn der Motor läuft, wird das Getriebeöl im Dämpfergehäuse zentrifugal nach außen gedrückt, und zusätzliches Öl wird in Figur 5 nach rechts gespritzt, um den restlichen Teil des Gehäuses zu füllen und im Betrieb für eine viskose Dämpfung zu sorgen. Wenn der Motor gestoppt wird, wird das Getriebeöl über die Abführöffnung 110 in den Getriebesumpf zurückgeführt, und das Niveau des Getriebeöls im Dämpfergehäuse wird etwa auf dem Niveau gehalten, das durch diese Ölabführanordnung vorgegeben wird.
Funktionsweise
• Die Funktionsweise der mit Fett und mit Öl gefüllten Ausführungsformen wird aus der vorstehenden Beschreibung der Vorrichtungen deutlich. In beiden Vorrichtungen ist das Motorschwungrad 14 direkt mit dem Gehäuse 40 und der Eingangsplatte 50 des Dämpfers 18 über die Mehrfachfedereinrichtungen sowie die viskose Dämpfung durch das Öl oder Fett verbunden. Die Bewegung des Schwungrades wird über die nachgiebige Kopplung des Dämpfers 18 auf die Eingangswelle 20 des stufenlosen Getriebes 22 übertragen. Mit Ausnahme der Eingangsverschiebung des Dämpfers, die aus der Beziehung zwischen dem Drehmoment und dem Dämpfungsgrad des Dämpfers resultiert, dreht sich die Welle 20 synchron mit dem Schwungrad 14. Der Dämpfer isoliert und reduziert jedoch die übermäßig hohen Drehmomente, die vom Start bis zum Leerlauf und zum Stoppen des Motors resultieren, sowie die Vibrationsdrehmomente, die aus dem Normalbetrieb des Mehrzylindermotors resultieren.
• Die stoßartigen Vibrationen und Torsionsvibrationen die sonst im Gesamtsystem infolge der Motorvibrationen und des Anlaufens und Auslaufens des Motors vorhanden sind, verbleiben infolge der Kombination aus den Federn für große Amplituden und den viskosen Dämpfungseigenschaften des Dämpfers 18 über eine kürzere Zeitdauer und werden gleichmäßiger gedämpft. Durch die von den erfindungsgemäß ausgebildeten Dämpfern zur Verfügung gestellte viskose Dämpfung und Torsionsverdrängung wird das in Figur 1 beschriebene System zu einem für die Praxis geeigneten System, bei dem das stufenlose Getreibe kontinuierlich mit dem Motor rotieren kann, wobei wirksame Gangwechsel in einer Weise beschleunigt werden, die bislang nicht erreichbar war. Der Verschleiß des Riemens 32 und der zugehörigen Antriebsscheiben wird minimiert, Vibrationen und Geräusche während des Betriebes werden minimiert, und es kann eine nasse Antriebskupplung am Ausgang des stufenlosen Getriebes ohne die bisher erwarteten schädlichen Effekte eingesetzt werden. Es wurde festgestellt, daß mit einer bekannten Auswahl von Federeinrichtungen das beschriebene System eine Dämpferverschiebung von bis zu 60º erreichen kann und daß bei Verwendung eines Unirex N3 entsprechenden Fettes das Ansprechen auf einen Impuls auf eine minimale Signifikanz in etwa 0,25 sec gedämpft werden kann. Die Beziehung zwischen der erhältlichen Verschiebung und der Drehmomentverdrängung kann eingestellt werden, indem die Länge und Federkonstante der Federn, die eine Federeinrichtung bilden, ausgewählt wird, wobei diese Beziehung bekannt ist. In entsprechender Weise sorgt die viskose Dämpfung, die im vorstehend beschriebenen Fall etwa 0,5 Nmsec pro Radiant betrug, für zufriedenstellende Dämpfungseigenschaften bei einer solchen Kombination.
• Ein berechnetes Diagramm des Dämpferdrehmomentes in Abhängigkeit von der Motordrehzahl für stetigen Betrieb ist in Figur 7 gezeigt. Die Kurven zeigen einen Vergleich des mittleren Motordrehmomentes mit der Vibrationsdrehmomentamplitude, wie sie über den Dämpfer auf die Primärwelle bei einem Federdämpfungssystem für große Amplituden mit und ohne viskose Dämpfung übertragen wird. Das System geht von einem Dreizylindermotorantriebsbetrieb bei einem Riemenuntersetzungsverhältnis von 2,26 aus.
• Das durch den Dämpfer übertragene mittlere Motordrehmoment ist durch die Kurve 114 angedeutet. Wie dargestellt, steigt das mittlere Motordrehmoment an, wenn die Kupplung während des Einrückens rutscht, und zwar bis zum Punkt 116 des Kupplungseingriffes, wo das Drehmoment abrupt bis zum Niveau der Kurve 118 ansteigt. Ferner ist in Figur 7 mit einer durchgezogenen Linie die Vibrationsdrehmomentkomponente 120 gezeigt, die am Dämpferausgang in der Größenordnung von 1,5 auftritt. Wie man erkennen kann, steigt die periodische Komponente des durch die durchgezogene Linie 120 wiedergegebenen Drehmomentes auf etwa 10 Nm beim Kupplungseingriff im berechneten Betrieb an. Die entsprechende Kurve für den Systemlauf ohne Schmiermittel und ohne viskose Dämpfung ist durch die gestrichelte Linie 122 angedeutet. Wie man erkennen kann, ist die periodische Komponente des Drehmoment es geringfügig kleiner ohne das viskose Medium, was zu erwarten war. Die Signifikanz der viskosen Dämpfung ist jedoch besonders gut in den Figuren 8 und 9 dargestellt.
• Figur 8 zeigt ein Diagramm der tatsächlichen Betriebsweise einer Ausführungsform der Erfindung, die im wesentlichen der der Figuren 1-3 entspricht, jedoch ohne viskoses Dämpfungsmedium. Das Diagramm 124 zeigt das Dämpferdrehmoment in Abhängigkeit von der Zeit beginnend mit einem Kurbelwinkel von 0,0 sec bis etwa 0,5 sec. Beim Starten des Motors liegt ein beträchtlicher Drehmomentimpuls in der Größenordnung von 170 Nm vor, wonach eine Abflachung über etwa 2 sec folgt.
• Im Gegensatz dazu zeigt Figur 9 ein Diagramm des Ansprechverhaltens des Torsionsdämpfers für große Amplituden mit dem viskosen Dämpfungsmedium, der in Verbindung mit den Figuren 1-3 beschrieben wurde. Durch die Kurve 126 in Figur 9 wird klar, daß das anfängliche Startdrehmoment auf etwa 50 Nm wesentlich reduziert wird und daß die nachfolgende Abflachung in weniger als 0,5 sec auftritt.
• Zum Analysieren der Funktionsweise eines herkömmlich ausgebildeten Dämpfers für geringe Amplituden mit und ohne viskose Dämpfung wurden Daten berechnet. Es wurde festgestellt, daß bei einem solchen System das periodische Vibrationsdrehmoment im Antriebsbetrieb mit einem Übersetzungsverhältnis von 2,26 bei einem stufenlosen Getriebe mit der Größenordnung von 1,5 sehr hoch ist. Das Vibrationsdrehmoment eines solchen Systems wurde bei mehr als der Hälfte des maximalen mittleren Motordrehmomentes bei Drehzahlen gerade über dem Kupplungseingriff berechnet. Ein solches System ist mit übermäßig hohem Verschleiß und Geräuschentwicklung verbunden, selbst wenn es irgendeine viskose Dämpfung aufweist, und erzeugt eine wahrnehmbare Rauhigkeit im Antriebsverhalten.
• Obwohl es im Stand der Technik bekannt ist, eine Strömungsmittelverdrängungsdämpfung in Kombination mit zwei Massendämpfungssystemen und Dämpfungssystemen für geringe Amplituden zu verwenden, führt die hier beschriebene Erfindung zu verbesserten Ergebnissen durch die beschriebene Ausführungsform eines Dämpfers für große Amplituden in geeigneter Kombination mit einem geeigneten viskosen Medium zum Dämpfen von Stoßphänomenen, die sonst die zur Verfügung stehende Amplitude der mechanischen Konstruktion überschreiten würden, und ferner zum Dämpfen von sonstigen belästigenden Vibrationen.

Claims (18)

1. Vibrationsdämpfereinheit fiir große Amplituden zur Übertragung eines Drehmomentes zwischen einem Drehmomenteingangselement (14) und einem Drehmomentausgangselement (20) mit einem Gehäuse (40), allgemein kreisförmigen Eingangseinrichtungen (50) im Gehäuse, die mit dem Drehmomenteingangselement (14) in Verbindung bringbar sind, um sich zusammen mit diesem zu drehen, und die eine Vielzahl von gleichmäßig beabstandeten Armen (54) aufweisen, die sich radial davon erstrecken, Nabeneinrichtungen (48, 72), die mit dem Drehmomentausgangselement (20) in Verbindung bringbar sind und eine Vielzahl von beabstandeten Lappen (76) aufweisen, deren Zahl, Position und Form den Armen (54) entspricht, wobei die Lappen (76) und Arme (54) allgemein zueinander ausgerichtet sind und in Umfangsrichtung benachbarte Sätze der entsprechenden Arme und Lappen eine Vielzahl von ringförmig angeordneten Zwischenräumen (56) bilden, Distanzeinrichtungen (70), die Abschnitte (68) aufweisen, welche in den Zwischenräumen (56) angeordnet sind und darin relativ zu den Lappen (76) und Armen (54) um die gemeinsame Drehachse der Nabe und Eingangseinrichtungen drehbar sind, einem Satz (60) von mehrere Federkonstanten aufweisenden Federeinrichtungen (58), die zwischen in Umfangsrichtung benachbarten Sätzen der Arme (54) und Lappen (76) angeordnet sind, wobei jede Federeinrichtung mit mehreren Federkonstanten eine Vielzahl von Federeinrichtungen (58) umfaßt, die so angeordnet sind, daß sie parallel zueinander und mit unterschiedlichen Federkonstanten wirken, so daß große Winkelverschiebungen zwischen dem Drehmomenteingangselement und dem Drehmomentausgangselement möglich sind, und wobei jede Federeinrichtung (58) mit mehreren Federkonstanten eines jeden Satzes (60) der Federeinrichtungen und einer benachbarten Federeinrichtung mit mehreren Federkonstanten dieses Satzes um einen der Distanzeinrichtungsabschnitte (68) beabstandet ist, und einem viskosen Medium, das im wesentlichen das Gehäuse (40) füllt und im wesentlichen die Arme (54), Lappen (76), Nabeneinrichtungen (48, 70), Distanzeinrichtungen (70) und Federeinrichtungen (58) umgibt und über Scherkraftwirkung einen viskosen Dämpfungswiderstand in bezug auf die großen relativen Winkelverschiebungen zwischen dem Drehmomenteingangselement (14) und dem Drehmomentausgangselement (20) zur Verfügung stellt, wobei das Gehäuse (40) wirksam abgedichtet ist und einen Hohlraum zur Anordnung des viskosen Mediums bildet, während es Drehverbindungen zum Drehmomenteingangselement (14) und zum Drehmomentausgangselement (20) ermöglicht.

2. Vibrationsdämpfereinheit nach Anspruch 1, bei der das Gehäuse (40) und die Eingangseinrichtungen (50) peripher aneinander befestigt sind und sich die Arme (54) zwischen benachbarten Federeinrichtungen (58) radial einwärts erstrecken.

3. Vibrationsdämpfereinheit nach Anspruch 1 oder 2, bei der die Federeinrichtungen (58) mit mehreren Federkonstanten eine Vielzahl von konzentrischen Schraubenfedern (62, 64, 66) unterschiedlicher Gesamtlänge umfassen, wobei die Federkonstante und Länge der Federn so ausgewählt sind, daß die gewünschte Gesamtfederkonstante für jede Relativverschiebung zwischen den Armen (54) und den Lappen (76) erhalten wird.

4. Vibrationsdämpfereinheit nach einem der vorangehenden Ansprüche, bei der das Gehäuse (40) gegen ein wesentliches Austreten des viskosen Mediums abgedichtet ist und das viskose Medium ein Fett ist.

5. Vibrationsdämpfereinheit nach Anspruch 4, bei dem das Fett ein Mehrzweck-Lithiumkomplexfett ist, das einen Basisölviskositätsindex von etwa 95 und eine Ölabscheidung unter 3 % aufweist.

6. Vibrationsdämpfereinheit nach Anspruch 4, bei der das Fett wasserfest ist, minimale Ölabscheidungseigen schaften besitzt und in bezug auf Temperaturen von 120ºC mechanisch beständig ist.

7. Vibrationsdämpfereinheit nach Anspruch 4 oder 5, bei der das Eingangselement ein Motorschwungrad (14) ist und das Gehäuse (40) eine vordere Abdeckung (42) mit einem peripheren Flansch, der am Schwungrad (14) befestigt ist und einen zentralen konkaven Abschnitt zur Aufnahme der Nabe (48), der Distanzeinrichtungen (70), der Arme (54), der Lappen (76) und der Federeinrichtungen (58) aufweist, eine hintere Abdeckung (44) mit einem peripheren Flansch, der allgemein dem Flansch der vorderen Abdeckung (42) entspricht und die vordere Abdeckung (42) überlagert, um die Arme (54), Lappen (76), Distanzeinrichtungen (70) und Federeinrichtungen (58) aufzunehmen, Halteeinrichtungen (78) für die hintere Abdeckung, die sich von den Nabeneinrichtungen (48, 72) aus erstrecken und einen Abschnitt in enger Nachbarschaft zur hinteren Abdeckung (44) aufweisen, und elastische Dichtungseinrichtungen (82) umfaßt, die sich zwischen der hinteren Abdeckung (44) und den Halteeinrichtungen (78) erstrecken und dazwischen eine Dichtung bilden, um das Fett innerhalb des Gehäuses (40) zu halten, während eine Relativdrehung däzwischen ermöglicht wird.

8. Vibrationsdämpfereinheit nach Anspruch 7, bei der die kreisförmigen Eingangseinrichtungen (50) in abgedichteter Weise an der vorderen Abdeckung (42) und der hinteren Abdeckung (44) befestigt sind.

9. Vibrationsdämpfereinheit nach Anspruch 7 oder 8, bei der die Dichtungseinrichtungen (82) eine Lippendichtung umfassen, die zwischen dem radial einwärts verlaufenden Abschnitt der hinteren Abdeckung (44) und einem sich radial auswärts erstreckenden Flansch, der einen Teil der Halteeinrichtungen (78) bildet, befestigt ist.

10. Vibrationsdämpfereinheit nach Anspruch 1 zur Verwendung als Eingangsvorrichtung für ein Getriebe, wobei das viskose Medium ein Getriebeöl ist, bei der das Gehäuse (40) gegen ein beträchtliches Austreten des Öls abgedichtet ist und eine Ablauföffnung (110) zum Getriebe sowie Einrichtungen zum Füllen des Dämpfers mit Öl aus dem Getriebe aufweist.

11. Vibrationsdämpfereinheit nach Anspruch 10, bei der das Eingangselement ein Motorschwungrad (14) ist, das drehbar in einem Getriebegehäuse montiert ist, und bei der das Gehäuse (40) eine vordere Abdeckung (42) mit einem peripheren Flansch, der am Schwungrad (14) befestigt ist und einen zentralen konkaven Abschnitt zur Aufnahme der Nabe (48), der Distanzeinrichtungen (70), der Arme (54) und der Federeinrichtungen (58) aufweist, eine hintere Abdeckung (44, 88) mit einem peripheren Flansch, der allgemein dem Flansch der vorderen Abdeckung (42) entspricht und die vordere Abdeckung zur Aufnahme der Arme (54), Lappen (76), Distanzeinrichtungen (70) und Federeinrichtungen (58) überlagert, und Dichtungseinrichtungen (82) umfaßt, die am Getriebegehäuse befestigt sind und eine öldichte Dichtung mit der hinteren Abdeckung bilden sowie einen Abschnitt besitzen, der zwischen dem Ausgangselement (20) und der hinteren Abdeckung angeordnet ist, über den Öl in den von den Abdeckungen gebildeten Hohlraum gedrückt wird.

12. Vibrationsdämpfereinheit nach Anspruch 11, bei der die kreisförmigen Eingangseinrichtungen (50) in abgedichteter Weise an der vorderen Abdeckung (42) und der hinteren Abdeckung (44; 48) befestigt sind.

13. Vibrationsdämpfereinheit nach Anspruch 11 oder 12, bei der die hintere Abdeckung (88) vom Ausgangselement (20) beabstandet ist, um einen Ringkanal zwischen dem Getriebegehäuse und dem Gehäusehohlraum zu bilden, und bei der Einrichtungen (96, 100), die eine Dichtung zwischen der hinteren Abdeckung (88) und dem Gehäuse bilden, und Einrichtungen (112, 113) vorgesehen sind, die am Gehäuse befestigt sind und Öl 5durch den Ringkanal in den Hohlraum drücken.

14. Vibrationsdämpfereinheit nach einem der vorangehenden Ansprüche, bei der die Sätze der Federeinrichtungen (58) eine relative Winkelverschiebung bis zu 60º zwischen den Lappen (76) und den Armen (54) ermöglichen.

15. Vibrationsdämpfereinheit nach Anspruch 14, bei der der viskose Dämpfungswiderstand mindestens 0,5 Nmsec/rad beträgt.

16. Vibrationsdämpfereinheit nach einem der vorangehenden Ansprüche, bei der das viskose Medium auch für eine Schmierung innerhalb des Gehäuses (40) sorgt.

17. Getriebe (10) zwischen einem Drehmomenteingangselement (14) und einem Drehmomentantriebselement (24) mit einem Vibrationsdämpfer für große Amplituden nach einem der vorangehenden Ansprüche, der mit dem Drehmomenteingangselement (14) gekoppelt ist, und Drehmomentausgangseinrichtungen (28), einem stufenlosen Getriebe (22) mit einer Eingangsscheibe (34), die mit den Drehmomentausgangseinrichtungen (20) gekoppelt ist, einer Ausgangsscheibe (36, 38) und einem Riemen (32), der treibend dazwischen angeordnet ist, und Kupplungseinrichtungen (26) zum zwangsweisen Kuppeln und Entkuppeln einer Ausgangsgegenwelle (16) mit bzw. vom Drehmomentantriebselement (24).

18. Getriebe nach Anspruch 17, das Reversiereinrichtungen (30) aufweist, die eine mit der Ausgangsscheibe (36, 38) verbundene Eingangseinrichtung und eine mit der Kupplungseinrichtung (26) verbundene Ausgangseinrichtung besitzen.