DE19739634A1

DE19739634A1 - Anordnung zur Drehschwingungsdämpfung

Info

Publication number: DE19739634A1
Application number: DE1997139634
Authority: DE
Inventors: Wolfgang Dr Schreiber; Wolf-Ruediger Dr Lutz; Gerhard Magnussen; Volker Becker; Helmut Goebbels
Original assignee: Volkswagen AG
Current assignee: Volkswagen AG
Priority date: 1997-09-10
Filing date: 1997-09-10
Publication date: 1999-03-11

Description

Die Erfindung betrifft eine Anordnung zur Drehschwingungsdämpfung, insbesondere in einem Kraftfahrzeug, mit einer Antriebswelle, einem Zweimassenschwungrad, welches eine Primärmasse, eine Sekundärmasse und ein zwischen diesen integriertes Feder-Dämpfungs-System aufweist, einem Drehmomentwandler, welcher ein mit einem Gehäuse verbundenes Pumpenrad und ein Turbinenrad aufweist, einer Überbrückungskupplung, welche wahlweise den Drehmomentwandler überbrückt, und einer Abtriebswelle, gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1.

Aus der DE 36 06 707 A1 ist es bekannt bei Kraftfahrzeugen mit Brennkraftmaschine, Drehmomentwandler, Getriebe und Wandlerüberbrückungskupplung zum Abbau von Schwingungen und Geräuschen eine Dämpfungseinrichtung zwischen einem Schwungrad der Brennkraftmaschine und einem Wandlereingang vorzusehen. Aus der DE 36 14 158 C2, der DE 28 23 893 C3 und der DE 42 35 130 A1 ist es ferner bekannt, die Dämpfungseinrichtung mit einer Überbrückungskupplung in dem Drehmomentwandler anzuordnen.

Diese Anordnungen dienen dazu, den Drehmomentwandler nur in bestimmten Fahrsituationen zu aktivieren, beispielsweise als Anfahrkupplung oder bei sehr niedrigen Drehzahlen, um starke Vibrationen in dieser Phase zu vermeiden, und ansonsten durch Überbrücken des Drehmomentwandlers mittels der Überbrückungskupplung die dem Drehmomentwandler inhärente Verlustleitung zu unterbinden. Die bekannten Anordnungen haben jedoch den Nachteil, daß die Überbrückungskupplung bereits sehr früh, d. h. bei relativ hohen Drehzahlen, zum Aktivieren des Drehmomentwandlers geöffnet werden muß, um nicht die sogenannte Rappelgrenze zu unterschreiten. Hierbei handelt es sich um einen Drehzahlwert unter dem das Fahrzeug bei direktem Antrieb über die Überbrückungskupplung und ohne Drehmomentwandler stark vibriert. Dadurch ergeben sich jedoch in nachteiliger Weise häufige und lange Betriebsphasen des Drehmomentwandlers, welche durch entsprechende Verlustleistung im Drehmomentwandler zu einem zusätzlichen Kraftstoffverbrauch führen.

Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine verbesserte Anordnung der obengenannten Art zur Verfügung zu stellen, wobei die obengenannten Nachteile überwunden werden.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine Anordnung der o.g. Art mit den in Anspruch 1 gekennzeichneten Merkmalen gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.

Dazu ist es erfindungsgemäß vorgesehen, daß das Feder-Dämpfungs-System sekundärseitig mit dem Turbinenrad verbunden und die Sekundärmasse an dem Turbinenrad ausgebildet ist.

Dies hat den Vorteil, daß sich durch die Integration der Sekundärmasse in den Drehmomentwandler eine Anordnung mit weniger Bauteilen ergibt und ferner die Überbrückungskupplung schon in niedrigeren Drehzahlebereichen als üblich ohne Komforteinbußen bzw. mit einem Komfortgewinn geschlossen werden kann, da durch die Sekundärmasse mit großem Rotationsradius am Turbinenrad ein großes Trägheitsmoment erzeugt wird, welches entsprechenden Vibrationen entgegen wirkt.

Zweckmäßigerweise ist das Feder-Dämpfungs-System primärseitig mit der Überbrückungskupplung verbunden, welche wahlweise das Gehäuse mit der Primärseite des Feder-Dämpfungs-Systems verbindet. Dadurch wird bei geschlossener Überbrückungskupplung über das Gehäuse auch das Pumpenrad ein Teil der Primärmasse und das entsprechende primärseitige Trägheitsmoment kann in vorteilhafter Weise dadurch erhöht werden, daß auf dem Pumpenrad eine ggf. zusätzliche Primärmasse angeordnet ist. Das Trägheitsmoment wird dadurch besonders hoch, daß die Masse am Pumpenrad mit einem großen Rotationsradius anordbar ist.

In einer besonders vorteilhaften Ausführungsform ist die Antriebswelle drehfest mit dem Gehäuse sowie das Turbinenrad drehfest mit der Abtriebswelle verbunden.

Weitere Merkmale, Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen, sowie aus der nachstehenden Beschreibung der Erfindung anhand der beigefügten Zeichnungen. Diese zeigen in

Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine bevorzugte Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Anordnung und

Fig. 2 ein schematisches Blockschaltbild einer bevorzugten Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Anordnung.

Die in Fig. 1 dargestellte bevorzugte Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Anordnung umfaßt eine Kurbelwelle 10, ein Gehäuse 12 eines Drehmomentwandlers 14 mit Pumpenrad 16, Turbinenrad 18 und Leitrad 20, ein Zweimassenschwungrad 22 mit Feder- Dämpfungs-System 24, eine Überbrückungskupplung 26 und eine Abtriebs- oder Getriebeeingangswelle 28. Bei geöffneter Überbrückungskupplung 26 erfolgt eine Kraftübertragung von der Kurbelwelle 10 über das Gehäuse 12, das Pumpenrad 16 und das Turbinenrad 18 auf die Abtriebswelle 28. Der Drehmomentwandler 14 bewirkt dabei in bekannter Weise ein komfortables Anfahren eines mit dieser Anordnung ausgerüsteten Kraftfahrzeuges.

Zur Vermeidung von dauernden Reibungsverlusten durch den Drehmomentwandler 14 wird dieser mit der Überbrückungskupplung 26 überbrückt, sobald ein Fahrzustand erreicht ist, in dem die Funktion des Drehmomentwandlers 14 nicht mehr benötigt wird. Bei geschlossener Überbrückungskupplung erfolgt die Kraftübertragung von der Kurbelwelle 10 über das Gehäuse 12, die Überbrückungskupplung 26, das Feder-Dämpfungs-System 24 und das Turbinenrad 18 auf die Abtriebswelle 26. Der Drehmomentwandler 14 ist somit überbrückt und das Feder-Dämpfungs-System 24 ist aktiv.

Bei herkömmlichen Anordnungen dieser Art liegt eine sogenannte Rappelgrenze, d. h. eine Drehzahl unterhalb derer durch den direkten Antrieb erhöhte Geräuschentwicklung und entsprechende schüttelnde Vibrationen auftreten, für einen Triebstrang mit Zylinder-Motor bei etwa 1.500 bis 1.800 U/min. Die in Fig. 1 dargestellt Anordnung sieht nun eine zusätzliche Sekundärmasse 30 am Turbinenrad 18 vor. Durch große Durchmesser bzw. einen großen Rotationsradius in dem Turbinenrad 18 für diese Sekundärmasse 30 wird ein großes zusätzliches Trägheitsmoment erzeugt, welches die Rappelgrenze erheblich absenkt. Die Überbrückungskupplung 26 kann bei wesentlich niedrigeren Drehzahlen ausgerückt werden, so daß sich der fahrbare Bereich ohne Drehmomentwandler 14 entsprechend erhöht. Durch die verringerte Zeit, in der der Drehmomentwandler aktiv ist, verringern sich auch die durch den Drehmomentwandler bedingten Verluste und dementsprechend sinkt der Kraftstoffverbrauch des Kraftfahrzeugs.

Durch die starre Verbindung der Kurbelwelle 10 mit dem Pumpenrad 16 ist es ferner möglich, durch entsprechendes Masseaufbringen auf das Pumpenrad 16 zusätzlich die Primärmasse derart zu erhöhen, daß auch primärseitig ein zusätzliches großes Trägheitsmoment durch einen entsprechend hohen Rotationsradius an diesem erzeugt wird.

Fig. 2 zeigt ein schematisches Blockschaltbild der relevanten Teile der erfindungsgemäßen Anordnung. Eine Brennkraftmaschine 10 ist über die Kurbelwelle 10 als Antriebswelle mit dem Pumpenrad 16 des Drehmomentwandlers 14 verbunden. Ferner sind integriert im Drehmomentwandler 14, wie mit einer strichpunktierten Linie angedeutet, die Überbrückungskupplung 26, das Turbinenrad 18 und das Feder-Dämpfungs-System 24 angeordnet. Der Kraftfluß führt aus dem Drehmomentwandler 14 heraus über eine Getriebeeingangswelle als Abtriebswelle in ein Getriebe 34.

Das Turbinenrad umfaßt die Sekundärmasse 30 des Feder-Dämpfungs-Systems 24. Bei geschlossener Überbrückungskupplung 26 wird daher eine Verbindung 36 zwischen Pumpenrad 16 und Turbinenrad 18 überbrückt, so daß der Drehmomentwandler deaktiviert ist und der Antrieb durch die Brennkraftmaschine 11 über die Überbrückungskupplung 26, das Feder-Dämpfungs-System 24, das Turbinenrad 18 und die Getriebeeingangswelle 28 in das Getriebe 32 erfolgt. Die Sekundärmasse 30 am Turbinenrad 18 bewirkt dabei ein hohes Trägheitsmoment durch einen großen Rotationsradius im Turbinenrad 18.

Mit einer gestrichelten Linie 38 ist angedeutet, daß bei geschlossener Überbrückungskupplung das Pumpenrad 16 mit der Primärseite des Feder-Dämpfungs-Systems 24 verbunden ist. Dadurch kann durch eine entsprechende, ggf. zusätzliche Primärmasse 32 am Pumpenrad 16 auch primärseitig ein hohes Trägheitsmoment durch einen großen Rotationsradius der Primärmasse 32 am Pumpenrad 16 erzeugt werden, was das Schwingungsverhalten in niedrigen Drehzahlbereichen der Brennkraftmaschine 11 weiter verbessert. Mit anderen Worten wird die Rappelgrenze noch weiter abgesenkt bzw. der fahrbare Bereich mit geschlossener Überbrückungskupplung 26 noch weiter erhöht.

Bezugszeichenliste

10

Kurbelwelle

11

Brennkraftmaschine

12

Gehäuse

14

Drehmomentwandler

16

Pumpenrad

18

Turbinenrad

20

Leitrad

22

Zweimassenschwungrad

24

Feder-Dämpfungs-System

26

Überbrückungskupplung

28

Abtriebswelle

30

zusätzliche Sekundärmasse

32

zusätzliche Primärmasse

34

Getriebe

36

Verbindung zwischen Pumpenrad und Turbinenrad

38

gestrichelte Linie

Claims

1. Anordnung zur Drehschwingungsdämpfung, insbesondere in einem Kraftfahrzeug, mit einer Antriebswelle (10), einem Zweimassenschwungrad (22), welches eine Primärmasse, eine Sekundärmasse (30) und ein zwischen diesen integriertes Feder-Dämpfungs-System (24) aufweist, einem Drehmomentwandler (14), welcher ein mit einem Gehäuse (12) verbundenes Pumpenrad (16) und ein Turbinenrad (18) aufweist, einer Überbrückungskupplung (26), welche wahlweise den Drehmomentwandler (14) überbrückt, und einer Abtriebswelle (28), dadurch gekennzeichnet, daß das Feder-Dämpfungs-System (24) sekundärseitig mit dem Turbinenrad (18) verbunden und die Sekundärmasse (30) an dem Turbinenrad ausgebildet ist.

2. Anordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Feder-Dämpfungs-System (24) primärseitig mit der Überbrückungskupplung (26) verbunden ist, welche wahlweise das Gehäuse (12) mit der Primärseite des Feder- Dämpfungs-Systems (24) verbindet.

3. Anordnung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß auf dem Pumpenrad (16) eine zusätzliche Primärmasse (32) angeordnet ist.

4. Anordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Antriebswelle (10) drehfest mit dem Gehäuse (12) verbunden ist.

5. Anordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Turbinenrad drehfest mit der Abtriebswelle (28) verbunden ist.