DE19736843C2

DE19736843C2 - Torsionsschwingungsdämpfer an einer Überbrückungskupplung mit Planetengetriebe

Info

Publication number: DE19736843C2
Application number: DE19736843A
Authority: DE
Inventors: Joerg Sudau
Original assignee: Mannesmann Sachs AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 1997-08-25
Filing date: 1997-08-25
Publication date: 2000-08-31
Anticipated expiration: 2017-08-26
Also published as: KR100300186B1; FR2767570B1; GB9818091D0; FR2767570A1; US6126568A; KR19990023817A; JP3299510B2; GB2330190A; JPH11159595A; GB2330190B; DE19736843A1

Description

Die Erfindung bezieht sich auf einen Torsionsschwingungsdämpfer an einer Überbrüc kungskupplung eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers entsprechend dem Oberbegriff des Hauptanspruchs.

Ein solcher Torsionsschwingungsdämpfer ist beispielsweise aus der DE 41 21 586 A1 bekannt. Gemäß Fig. 1 ist der Drehmomentwandler mit einer Überbrückungskupplung ausgebildet, deren Kolben an seiner dem Wandlergehäuse zugewandten Seite mit ei nem Reibbelag versehen ist, über welchen er mit einer Reibzone des benachbarten Wandlergehäuses in Reibverbindung bringbar ist. An seiner vom Wandlergehäuse ab gewandten Seite sind am Kolben Deckbleche befestigt, die als antriebsseitiges Übertra gungselement des Torsionsschwingungsdämpfers wirksam sind. Diese Deckbleche wei sen Fenster zur Aufnahme von als Energiespeicher wirksamen Federn auf, die sich an einer Nabenscheibe abstützen, die in ihrem radial inneren Bereich über eine Verzahnung mittels eines abtriebsseitigen Bauteiles in Form eines Haltebügels drehfest mit der Turbi nennabe verbunden ist, die über eine Verzahnung drehfest an einer Abtriebswelle an greift. Die Nabenscheibe ist als abtriebsseitiges Übertragungselement des Torsions schwingungsdämpfers wirksam, wobei zwischen ihr und dem antriebsseitigen Übertra gungselement der Energiespeicher als Koppelvorrichtung wirksam ist.

Ebenfalls in dieser Offenlegungsschrift, und zwar in Fig. 3, ist eine Überbrückungskupp lung gezeigt, bei welcher der Kolben seine Drehbewegung über eine axial zwischen ihm und dem Wandlergehäuse vorgesehene, über Reibbeläge antreibbare Lamelle auf das Turbinenrad und damit auf die Turbinennabe leitet. Bei derartigen Überbrückungskupp lungen, bei denen auf einen Torsionsschwingungsdämpfer verzichtet wird, wird beim Auftreten von Torsionsschwingungen der Kolben durch Druckaufbau in einer axial zwi schen ihm und dem Wandlergehäuse vorgesehenen Kammer soweit entlastet, daß der Kolben gegenüber dem Wandlergehäuse mit Schlupf arbeitet und dadurch die Amplitu de der Torsionsschwingungen reduziert.

Der Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs kann, bei Betrachtung als freies Schwingungs system, grob auf sechs Massen reduziert werden, wobei der Antrieb mit dem Pumpen rad als erste Masse, die Turbine als zweite Masse, die Getriebeeingangswelle als dritte Masse, die Kardanwelle und das Differential als vierte Masse, die Räder als fünfte Masse und das Gesamtfahrzeug als sechste Masse angenommen werden. Bei einem freien Schwingungssystem mit n Massen, hier also sechs Massen, treten bekanntermaßen n - 1 Eigenfrequenzen, mithin also fünf Eigenfrequenzen auf, von denen die erste allerdings die Rotation des gesamten Schwingungssystems betrifft und im Hinblick auf Schwin gungsdämpfung nicht relevant ist. Die Drehzahlen, bei welchen die Eigenfrequenzen angeregt werden, sind von der Zylinderzahl des als Brennkraftmaschine ausgebildeten Antriebs abhängig.

Zugunsten eines möglichst geringen Kraftstoffverbrauchs besteht die Tendenz, eine Überbrückungskupplung schon bei sehr niedriger Drehzahl, beispielsweise bei 1200 U/Min. zu schließen, um schlupfbedingte Verluste im Wandlerkreis so gering wie mög lich zu halten. Bei einem Vier-Zylinder-Motor entsprechen diese 1200 U/Min., die für das Entstehen von Eigenfrequenzen sehr bedeutsame zweite Ordnung betrachtend, 40 Hz. Bei Überbrückungskupplungen, wie derjenigen in Fig. 3 der DE 41 21 586 A1 ohne Torsionsschwingungsdämpfer, bedeutet dies, daß die Überbrückungskupplung bei einer Frequenz geschlossen wird, die zwar oberhalb der ersten und zweiten Eigenfrequenz, aber noch unterhalb der dritten und vierten Eigenfrequenz liegt. Während die ersten beiden Eigenfrequenzen im Wandlerkreis dämpfbar und damit unschädlich sind, kann der Antriebsstrang beim Durchfahren der dritten und vierten Eigenfrequenz zu uner wünschten Geräuschen angeregt werden, wobei insbesondere die dritte Eigenfrequenz noch sehr große Amplituden hat.

Bei Ausbildung der Überbrückungskupplung mit einem Torsionsschwingungsdämpfer gemäß der Fig. 1 der DE 41 21 586 A1 wird die Entkopplung zwischen Antrieb und Ab trieb der Überbrückungskupplung aufgrund des Energiespeichers verbessert, wodurch die Amplituden der als störend empfundenen dritten und vierten Eigenfreuquenz ge senkt werden, so daß sie bei geschlossener Überbrückungskupplung weniger uner wünschte Geräusche verursachen als bei der Ausführung ohne Torsionsschwingungs dämpfer. Daß aufgrund der über den Torsionsschwingungsdämpfer eingebrachten, zu sätzlichen Masse eine weitere Eigenfrequenz entsteht, ist dagegen weniger schädlich, da diese Eigenfrequenz in einem sehr niedrigen Drehzahlbereich, bevorzugt unterhalb von 600 U/Min. auftritt, mithin also einem Drehzahlbereich, in welchem die Überbrüc kungskupplung geöffnet ist und der Wandlerkreis schwingungsdämpfend wirksam sein kann.

Zusammenfassend bleibt jedoch, daß auch durch die Ausführung der Überbrückungs kupplung mit einem gemäß der Offenlegungsschrift ausgebildeten Torsionsschwin gungsdämpfer insbesondere das Problem der dritten Eigenfrequenz nicht beseitigt wer den kann.

In der DE 195 14 411 A1 ist in Fig. 1 eine Überbrückungskupplung dargestellt, bei wel cher ein Torsionsschwingungsdämpfer mit seinem antriebsseitigen Übertragungsele ment an der Turbinennabe und mit seinem abtriebsseitigen Übertragungselement an einer Abtriebswelle angreift, die bekanntermaßen als Getriebeeingangswelle wirksam ist. Derartige Torsionsschwingungsdämpfer werden in Fachkreisen als "Turbinendämpfer" bezeichnet und haben folgende Eigenschaft:

Durch Direktverbindung des abtriebsseitigen Übertragungselementes des Torsions schwingungsdämpfers mit der Getriebeeingangswelle wirkt der Energiespeicher, der dieses Übertragungselement mit dem antriebsseitigen Übertragungselement verbindet, als in Reihe geschaltet mit der torsionsbedingten Elastizität der Getriebewelle. Da die Steifigkeit des Energiespeichers allerdings sehr viel geringer ist als diejenige der Getrie beeingangswelle, ergibt sich eine Gesamtsteifigkeit, bei welcher die Getriebeeingangs welle als sehr weich anzusehen ist. Die größere Weichheit der Getriebewelle hat eine bessere Entkopplung zur Folge

Hinsichtlich der Eigenfrequenzen im Antriebsstrang wirkt sich die größere Weichheit der Getriebeeingangswelle derart aus, daß die dritte und vierte Eigenfrequenz zwar im Ver gleich zur zuvor behandelten Überbrückungskupplung mit Torsionsschwingungsdämp fer zwischen Kolben und Turbinennabe größere Amplituden aufweisen, die dritte Eigen frequenz aber bei beträchtlich niedrigeren Drehzahlen auftritt, und zwar bei Drehzahlen in der Größenordnung der zweiten Eigenfrequenz. Dadurch wirkt sich die dritte Eigen frequenz, wenn die Überbrückungskupplung bei 1200 U/Min. geschlossen wird, prak tisch nicht mehr aus. Auf die vierte Eigenfrequenz kann allerdings kein Einfluß genom men werden, so daß beim Durchfahren des dieser zugeordneten Drehzahlbereiches Ge räusche auftreten können.

Durch die DE 44 44 196 C2 ist ein Torsionsschwingungsdämpfer bekannt, bei dem zwi schen einem antriebsseitigen Übertragungselement in Form einer ersten Schwungmasse und einem abtriebsseitigen Übertragungselement, gebildet durch eine zweite Schwungmasse, ein durch ein Planetengetriebe gebildetes Getriebe vorgesehen ist. Die ses Getriebe weist Planetenträger auf, die mit einer der Schwungmassen fest verbunden und zur Aufnahme von Planetenrädern vorgesehen sind, die sowohl mit einem Sonnen- als auch mit einem Hohlrad als weitere Elemente des Planetengetriebes in Eingriff ste hen. Das Hohlrad wirkt außerdem über Energiespeicher mit den besagten Planetenträ gern zusammen.

Aufgrund des Planetengetriebes kann der Torsionsschwingungsdämpfer hinsichtlich sei ner Entkoppelungsfrequenz so ausgelegt werden, dass diese Entkoppelungsfrequenz in den Frequenzbereich der erheblich störenden dritten Eigenfrequenz des Antriebsstran ges fällt. Dies führt zwar zumindest zu einer wesentlichen Reduzierung der Amplitude dieser Eigenfrequenz, jedoch fehlt bei diesem Torsionsschwingungsdämpfer, da nicht an einem hydrodynamischen Drehmomentwandler realisiert, die Möglichkeit einer hydro dynamischen Dämpfung der ersten oder zweiten Eigenfrequenz im Wandlerkreis, so dass Probleme mit diesen Eigenfrequenzen nicht auszuschließen sind. Auch konstruktiv ist der massive und raumgreifende Torsionsschwingungsdämpfer nach dieser Patent schrift für eine Integration in einen hydrodynamischen Drehmomentwandler völlig un geeignet.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Torsionsschwingungsdämpfer an einer Überbrückungskupplung eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers so auszubil den, daß sich auch bei sehr niedriger Schließdrehzahl der Überbrückungskupplung oberhalb des dieser Drehzahl zugeordneten Frequenzbereichs möglichst wenig Eigen frequenzen mit jeweils geringstmöglicher Amplitude ausbilden können.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch das Kennzeichen des Anspruchs 1 gelöst.

Der sich durch Ausbildung des erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfers mit einem Getriebe ergebende Vorteil ist nachfolgend unter Betrachtung eines Planetenge triebes veranschaulicht, wobei für dieses Ausführungsbeispiel das antriebsseitige Über tragungselement als Planetenträger gewählt ist, an welchem die Planetenräder drehbar aufgenommen sind. Die Planetenräder treiben einerseits ein schwimmend gelagertes Hohlrad und andererseits ein Sonnenrad an, wobei das letztgenannte das abtriebsseitige Übertragungselement bildet. Bedingt durch die Funktionsweise des Planetengetriebes, insbesondere hierbei durch die über dasselbe zusätzlich eingebrachten Getriebemassen, wird eine Massenmatrix M erzeugt, die nachfolgend formelmäßig angegeben ist.

Die in der vorgenannten Formel enthaltenen Kurzzeichen sind hierbei wie folgt definiert:
J_t - Massenträgheitsmoment Planetenträger
J_s - Massenträgheitsmoment Sonnenrad
J_h - Massenträgheitsmoment Hohlrad
J_p - Massenträgheitsmoment Planetenrad
m_p - Masse Planetenrad
a - Achsabstand (Drehachse zu Planetenrad-Mittelachse)

Bei den in die eckigen Klammern geschriebenen Formelanteilen bildet derjenige links oben und rechts unten die Hauptdiagonale der Massenmatrix, während derjenige links unten und rechts oben die Nebendiagonale der Massenmatrix angibt. Die Hauptdiago nale gibt hierbei über die darin angegebenen Massenträgheitsmomente sowie die Ge triebeübersetzungen die Eigenfrequenz des Torsionsschwingungsdämpfers an, wobei selbstverständlich auch die durch den Energiespeicher vorgegebene Steifigkeit mit ein geht, wobei die Steifigkeitsmatrix wie folgt lautet:

mit c' als Federkonstante des Energiespeichers

Die Nebendiagonale der Massenmatrix gibt die "negative Eigenfrequenz" des Torsions schwingungsdämpfers an, die optimale Entkopplungsfrequenz, eine Frequenz, bei wel cher im Amplituden-Frequenzgang ein Minimum erreicht wird. Auch die Nebendiagona le ist abhängig von Massenträgheitsmomenten des Planetengetriebes, von der Überset zung zwischen dem antriebsseitigen und dem abtriebsseitigen Übertragungselement sowie von der Steifigkeit des Energiespeichers.

Beim erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer mit Getriebe ist also, im Ge gensatz zu getriebelosen Torsionsschwingungsdämpfern, bei denen die Nebendiagonale zu Null wird, die Nebendiagonale besetzt, was sich in der Bildung der zuvor genannten Entkoppelungsfrequenz äußert. Da bei einem Torsionsschwingungsdämpfer mit Getrie be nicht nur die Massenmatrix von entscheidender Bedeutung ist, sondern auch die durch den Energiespeicher vorgegebene Steifigkeitsmatrix, kann durch entsprechende Abstimmung der Massenträgheitsmomente an den Elementen des Planetengetriebes sowie des Energiespeichers die Entkopplungsfrequenz derart ausgelegt werden, daß sie in den Frequenzbereich der am stärksten störenden Eigenfrequenz, also der eingangs geschilderten dritten Eigenfrequenz des Anstriebsstranges, fällt. Dies führt im Idealfall zu einer Eliminierung dieser Eigenfrequenz, zumindest aber zu einer wesentlichen Reduzie rung von deren Amplitude.

Dadurch bedingt, verbleibt oberhalb der Schließdrehzahl der Überbrückungskupplung lediglich noch eine Eigenfrequenz, nämlich die vierte Eigenfrequenz, die aufgrund der Wirkung des Torsionsschwingungsdämpfers zwischen Wandlergehäuse und Turbinen rad in ihrer Amplitude auf ein Maß reduziert ist, bei welchem keine Geräusche beim Durchlaufen dieser Eigenfrequenz mehr entstehen können.

Die Resonanzfrequenz des erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfers befindet sich, auch bedingt durch die mit dem Getriebe eingebrachten zusätzlichen Massen, in einem Drehzahlbereich des Antriebs, der erheblich unterhalb der Schließdrehzahl der Überbrückungskupplung liegt. Da somit der Torsionsschwingungsdämpfer beim Durch fahren des für ihn kritischen Drehzahlbereichs stets inaktiv ist, können die Federn seines Energiespeichers so abgestimmt werden, daß ein hervorragendes Entkopplungsverhal ten gewährleistet ist. Ein positiver Nebeneffekt des Getriebes ist außerdem das größere dynamische Massenträgheitsmoment von Pumpe und Turbine bei geschlossener Über brückungskupplung, da die getriebebedingt übersetzten Massenträgheitsmomente der Getriebeelemente, wie beispielsweise Planetenrad und Hohlrad, die sich bei der Be schleunigung ergeben, wirken. Hierdurch entsteht am Torsionsschwingungsdämpfer ein scheinbar höheres Massenträgheitmoment, welches durch Rückwirkung auf die Kurbel welle des Antriebs die Ausbildung von Torsionsschwingungen behindert. Dadurch erge ben sich geringere Drehmomentschwankungen an der Motorfront. Eine Schonung ins besondere von über die Kurbelwelle angetriebenen Zusatzaggregaten ist die vorteilhafte Auswirkung hiervon.

Bei inaktiver Überbrückungskupplung ist dagegen der Torsionsschwingungsdämpfer als Tilger wirksam, wobei auch hier aufgrund der durch das Getriebe bedingten Momen tenübersetzung sowie der zusätzlich durch die Getriebeelemente eingebrachten Massen sich die Tilgerfunktion deutlich stärker auswirkt als bei einem getriebelosen Torsions schwingungsdämpfer. Hierdurch ist die bekannte Wirkungsweise eines Tilgers, nämlich bestimmte Amplituden um einen bestimmten Betrag zu verringern, hervorragend nutz bar, so daß bei entsprechender Auslegung auch bei geöffneter Überbrückungskupplung eine störende Eigenfrequenz in vorteilhafter Weise beeinflußbar ist.

Bei Ausbildung des Getriebes als Planetengetriebe, bei dem zumindest ein Element über einen Energiespeicher mit wenigstens einem der Übertragungselemente in Wirkverbin dung steht, läuft folgendes ab: Bei Einleitung einer Torsionsschwingung ist das dersel ben zugeordnete Moment durch das Planetengetriebe teilbar, wobei ein erstes Teilmo ment an das abtriebsseitige Übertragungselement, ein zweites Teilmoment dagegen an eine durch zumindest eines der Elemente des Planetengetriebes gebildete Zwischenma sse übertragen wird, wobei diese Teilmomente hinsichtlich Betrag und Wirkrichtung von der Ausbildung des Planetengetriebes dessen Anbindung an die Übertragungselemente und der Anordnung des Federsatzes abhängig ist. Es ist ohne weiteres möglich, daß jedes dieser Teilmomente größer als das eingeleitete Drehmoment ist, die beiden Teil momente aber, bedingt durch die erfindungsgemäße Anordnung des Energiespeichers zwischen jeweils zwei Massen (Übertragungselement oder Zwischenmasse) aufgrund der Verformung des Energiespeichers mit unterschiedlichen Auslenkwinkeln einander entgegenwirken, so daß das abgegebene Drehmoment betragsmäßig zwar wieder in der Größenordnung des eingeleiteten liegt, aber, bedingt durch die Entkopplungsfunk tion des Energiespeichers, mit deutlich geglättetem Momentenverlauf an die nachge schaltete Getriebeeingangswelle übertragbar ist.

Die Erfindung wird anhand eines Ausführungsbeispieles näher erläutert. Es zeigt:

Fig. 1 die obere Hälfte eines Längsschnittes durch eine Überbrückungskupplung mit einem Torsionsschwingungsdämpfer an einem Drehmomentwandler;

Fig. 2 ein Diagramm zur Darstellung des Amplitudenfrequenzganges an der Turbine des Drehmomenwandlers bei einer ohne Torsionsschwingungsdämpfer ausgebildeten Überbrückungskupplung in logarithmischer Darstellung;

Fig. 3 wie Fig. 2, aber unter Verwendung des erfindungsgemäßen Torsionsschwin gungsdämpfers an der Überbrückungskupplung, ebenfalls in logarithmischer Darstellung;

Fig. 4 einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeuges.

In Fig. 1 ist derjenige Bereich eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers herausge zeichnet, in dem eine Überbrückungskupplung zur Übertragung eines Drehmomentes vom Wandlergehäuse auf einen Abtrieb vorgesehen ist. Es wurde darauf verzichtet, den Drehmomentwandler als Ganzes darzustellen und zu beschreiben, weil derartige Drehmomentwandler aus dem Stand der Technik bekannt sind, beispielsweise aus der eingangs bereits genannten DE 41 21 586 A1. Die Beschreibung ist daher nachfolgend im wesentlichen auf die erfindungsgemäße Ausbildung der Überbrückungskupplung gerichtet.

Der in Fig. 1 gezeigte hydrodynamische Drehmomentwandler ist mit einem Wandlerge häuse 1 versehen, das mit einem Antrieb 80 (Fig. 4), wie einer Brennkraftmaschine ver bindbar ist und im radial inneren Bereich einen Lagerzapfen 3 aufweist, von dem aus ein Radialflansch 4 nach außen verläuft, der im Umfangsbereich in einen Axialabschnitt 5 übergeht, der seinerseits zur festen Aufnahme einer Pumpenschale 7 dient, welche zur Ausbildung des Pumpenrades 9 vorgesehen ist. Dieses wirkt mit einem Turbinenrad 11 zusammen, und bildet mit dem letztgenannten und einem Leitrad 15 den hydrodynami schen Wandlerkreis 17. Das Turbinenrad 11 ist im radial inneren Bereich über eine Ver nietung 64 mit einer Turbinennabe 13 verbunden, die um eine Drehachse 68 drehbar angeordnet ist und über eine Verzahnung 14 verfügt, mit welcher eine drehfeste Ver bindung mit einer Abtriebswelle 72 hergestellt wird, die auch als Getriebeeingangswel le 82 (Fig. 4) dient und eine Mittenbohrung 74 für Hydraulikflüssigkeit aufweist, wobei diese Mittenbohrung in aus der DE 41 21 586 A1 bekannter Weise mit Hydraulikflüssig keit versorgbar ist. Diese Hydraulikflüssigkeit strömt in einen Raum 76 axial angrenzend an das antriebsseitige Ende der Abtriebswelle 72, um von dort aus über Nuten 20 in einem axial zwischen dem Wandlergehäuse 1 und der Turbinennabe 13 angeordneten Axiallagerung 19 nach radial außen in eine axial zwischen dem Radialflansch 4 des Wandlergehäuses 1 und einem Kolben 24 einer Überbrückungskupplung 26 gelegene Kammer 22 zu gelangen, um dadurch den Kolben 24 in bekannter Weise gegen den am Wandlerkreis 17 herrschenden Druck vom Radialflansch 4 zu entfernen und damit einen an der dem Radialflansch 4 zugewandten Seite des Kolbens 24 befestigten Reib belag 28 von der zugeordneten Reibzone 30 am Radialflansch 4 abzuheben. Umgekehrt wird bei Druckentlastung in der Mittenbohrung 74 der Abtriebswelle 72 in Folge des nun im Wandlerkreis 17 anliegenden Überdruckes der Kolben 24 in Richtung zum Ra dialflansch 4 gedrückt und dadurch die in der Kammer 22 enthaltene Hydraulikflüssig keit durch die Nuten 20 der Axiallagerung 19 nach radial innen in den Raum 76 und von diesem in die Mittenbohrung 74 gepreßt. Auf diese Weise wird die Überbrückungs kupplung 26 geschaltet.

Die Überbrückungskupplung 26 ist mit einem Torsionsschwingungsdämpfer 32 ausge bildet, der an der vom Reibbelag 28 abgewandten Seite des Kolbens 24 befestigt ist, und zwar mittels entlang des Umfangs in gleichmäßigen Winkelabständen zueinander verteilten Lagerzapfen 40, von denen jeder beidseits eines mit größerem Durchmesser ausgebildeten Mittenabschnittes 41 jeweils einen Zapfen 43 aufweist, von denen der dem Kolben 24 zugewandte Zapfen 43 eine Ausnehmung im Kolben 24 durchdringt und durch Vernietung befestigt ist. Die Zapfen 43 durchdringen außerdem Öffnungen in Deckblechen 34, die beidseits des Mittenabschnittes 41 jedes Lagerzapfens 40 zur Anlage kommen und als antriebsseitiges Übertragungselement 38 des Torsionsschwin gungsdämpfers 32 wirksam sind.

In Verbindung mit den Lagerzapfen 40 dienen die Deckbleche 34 als Planetenträger 36 für jeweils ein um eine Planetenrad-Mittelachse 70 drehbar gelagertes Planetenrad 42 eines Planetengetriebes 37, wobei jedes dieser Planetenräder 42 jeweils auf dem Mit tenabschnitt 41 des jeweiligen Lagerzapfens 40 angeordnet ist. Die Planetenräder 42 stehen über ihre Verzahnung in Eingriff mit der Verzahnung eines die Planetenräder 42 radial umgebenden Hohlrades 44, das schwimmend angeordnet ist. Die Planetenrä der 42 kämmen außerdem mit ihren Verzahnungen mit einem radial innerhalb der Pla netenräder 42 angeordneten Sonnenrad 46, das als abtriebsseitiges Übertragungsele ment 66 des Torsionsschwingungsdämpfers 32 wirksam ist. Das Sonnenrad 46 weist entlang des Umfangs verteilte Fenster 50 zur Aufnahme von Federn 52 eines Energie speichers 54 auf, wobei diese Fenster 50 mit entsprechenden Fenstern 48 in den Deck blechen 34 fluchten. Die radiale Innenseite 56 des Sonnenrades 46 ist mit einer Verzah nung 58 ausgebildet, die mit einer Gegenverzahnung 60 eines Haltebügels 62 in Dreh verbindung steht, der über die bereits genannte Vernietung 64 an der Turbinennabe 13 befestigt ist und als abtriebsseitiges Bauteil 65 dient. Der zuvor bereits genannte Ener giespeicher 54 ist ebenso wie das Planetengetriebe 37 Teil einer Koppelvorrichtung 78 zwischen dem antriebsseitigen Übertragungselement 38 und dem abtriebsseitigen Über tragungselement 66 des Torsionsschwingungsdämpfers 32. Bei dem vorliegenden Pla netengetriebe 37 bilden die Planetenräder 42 ebenso wie das Sonnenrad 46 eine Zwi schenmasse 96, die über den Energiespeicher 54 mit einem der Übertragungselemen te 38, 66, hier mit dem Übertragungselement 38, verbunden ist.

Solange in der Kammer 22 ein Überdruck gegenüber dem Wandlerkreis 17 hergestellt ist, ist der Kolben 24 so weit vom Radialflansch 4 des Wandlergehäuses 1 entfernt, daß der Reibbelag 28 am Kolben 24 von der Reibzone 30 am Radialflansch 4 getrennt ist. Bewegungen des Wandlergehäuses 1 werden dann über das Pumpenrad 9 auf das Turbinenrad 11 geleitet und von diesem über die Turbinennabe 13 auf die Abtriebswel le 72. Wenn dem eingeleiteten Drehmoment Torsionsschwingungen überlagert sind, und diese am Turbinenrad 11 angekommen sind, führt das letztgenannte Schwingbe wegungen in Umfangsrichtung um die Drehachse 68 aus, und nimmt hierbei über den Torsionsschwingungsdämpfer 32 auch den Kolben 24 mit. Der Torsionsschwingungs dämpfer 32 ist dann als Tilger wirksam, wobei diese Tilgerwirkung durch die über die Gegenverzahnung 60 und die Verzahnung 58 auf das Sonnenrad 46 geleitete Bewe gung zusätzlich eine, wenn auch relativ kleine, Bewegung an den Planetenrädern 42 und damit am Hohlrad 44 auslöst, so daß aufgrund der hierdurch beschleunigten, mas sebehafteten Elemente des Planetengetriebes 37 die Tilgerfunktion gegenüber einem Torsionsschwingungsdämpfer ohne Planetengetriebe verstärkt wird.

Bei Herstellung eines Überdruckes im Wandlerkreis 17 gegenüber der Kammer 22 wird der Kolben 24 in Richtung zum Radialflansch 4 des Wandlergehäuses 1 verschoben und damit der Reibbelag 28 an der Reibzone 30 in Anlage gebracht. Bewegungen des Wandlergehäuses 1 werden dann unter Umgehung des Wandlerkreises 17 direkt auf den Kolben 24 geleitet und gelangen von diesem über die bewegungsgleich mit dem selben geführten Deckbleche 34 auf die Planetenräder 42, die dadurch einerseits der Drehbewegung der Deckbleche 34 um die Drehachse 68 nachgeführt werden und an dererseits in eine Drehbewegung um ihre Planetenrad-Mittelachsen 70 versetzt werden. Da das Sonnenrad 46 zunächst noch als stillstehend wirkt, führt diese Drehbewegung der Planetenräder 42 zu einer Auslenkung des schwimmend gelagerten Hohlrades 44, wobei, je stoßartiger die Torsionsschwingung ist, die Beschleunigung der Planetenräder 42 sowie des Hohlrades 44 zunimmt und dadurch das dynamische Massenträgheits moment am Torsionsschwingungsdämpfer 32 besonders hoch wird. Aufgrund der Rückwirkung des Torsionsschwingungsdämpfers 32 auf den Antrieb 80 (Fig. 4) ist dort der Aufbau von Torsionsschwingungen behinderbar, so daß der Antrieb 80 auch an der Motorfront ruhiger läuft.

Sobald die Deckbleche 34 eine Relativbewegung zum Sonnenrad 46 ausführen, erfolgt eine Verformung der Federn 52 des Energiespeichers 54, so daß aufgrund der hierdurch erzielten Entkoppelung des antriebsseitigen Übertragungselementes 38 vom ab triebsseitigen Übertragungselement 66 die eingeleitete Torsionsschwingung am letztge nannten gefiltert anliegt. Das derart "geglättete" Drehmoment wird über den Haltebü gel 62 auf die Turbinennabe 13 und von dieser auf die Abtriebswelle 72 übertragen.

Die sich aus dem konstruktiven Aufbau des Torsionsschwingungsdämpfers 32 mit dem Planetengetriebe 37 ergebende Wirkungsweise ist anhand der Fig. 2 bis 4 ausführlich beschrieben.

Fig. 4 zeigt einen Antriebsstrang 92 eines Kraftfahrzeuges 90, wobei dieser Antriebs strang auf die sechs wesentlichen schwingungsfähigen Komponenten reduziert ist. Als erste wesentliche Komponente sei der Antrieb 80 in Verbindung mit dem Pumpenrad des Drehmomentwandlers genannt, an welches sich das Turbinenrad 11 als zweite Komponente anschließt. Die Getriebewelle 82 eines Stufenautomaten 84 bildet die drit te Komponente, während ein Kardan in Verbindung mit dem Differential, beide mit der Bezugsziffer 86 bezeichnet, die vierte Komponente des Antriebsstranges 92 bilden. Während die Räder 88 als fünfte Komponente dienen, ist das gesamte Kraftfahrzeug 90 als sechste Komponente wirksam. Ausgehend von einem solchen Antriebsstrang 92 stellt sich der Amplitudenfrequenzgang, beispielsweise für die Turbine, wie in Fig. 2 ge zeichnet, dar, wenn eine Überbrückungskupplung ohne Torsionsschwingungsdämpfer Verwendung findet, so daß vom Antrieb 80 abgegebene Torsionsschwingungen unge filtert auf die Abtriebswelle 72 und damit auf die Getriebeeingangswelle 82 geleitet werden. In Fig. 2 ist der Amplitudenverlauf des Schwingungssystems, als welches der Antriebsstrang 92 zu werten ist, über dem Frequenzgang dargestellt, und zwar sowohl beim Amplituden- als auch beim Frequenzverlauf jeweils in logarithmischer Darstellung. Wie eingangs bereits erläutert, ergeben sich bei einem Anstriebsstrang 92, der auf die Massen Antrieb und Pumpe, Turbine, Getriebeeingang, Kardan und Differential, Räder und Fahrzeug reduziert ist, fünf Eigenfrequenzen EF, von denen die vier wesentlichen EF1 bis EF4 in Fig. 2 eingetragen sind. Die 5. Eigenfrequenz ist nicht dargestellt, im Hinblick auf die vorliegende Erfindung auch nicht von Bedeutung.

Die hinsichtlich ihrer Amplitude stärkste dargestellte Eigenfrequenz EF1 liegt bei sehr niedrigen Frequenzen unterhalb von 10 Hz an. Die zweite Eigenfrequenz EF2 entsteht, bei allerdings erheblich reduzierter Amplitude gegenüber EF1, bei deutlich höherer Fre quenz, größenordnungsmäßig etwa 30 Hz. EF3 und EF4 folgen bei nochmals höheren Frequenzen oberhalb von 50 Hz, wobei EF3 eine erheblich größere Amplitude aufweist als EF4, so daß ein durch EF3 verursachtes Geräusch wesentlich deutlicher wahrnehmbar ist als ein durch EF4 erzeugtes Geräusch.

Zugunsten geringen Energieverbrauchs soll bei modernen hydrodynamischen Drehmo mentwandlern die Überbrückungskupplung schon bei einer sehr niedrigen Schließfre quenz f_s angesteuert werden, um den Kolben 24 in diejenige Axialstellung zu bringen, in welcher der Reibbelag 28 an der Reibzone 30 des Wandlergehäuses 1 in Anlage kommt und Drehmomente unter Umgehung des Wandlerkreises 17 direkt auf die Ab triebswelle 72 geleitet werden. So ist angestrebt, die Überbrückungskupplung bereits bei 1200 U/Min. zu schließen, was, ausgehend von der bei Brennkraftmaschinen mit vier Zylindern besonders kritischen zweiten Ordnung, eine Frequenz von 40 Hz bedeutet. Demnach liegen EF1 und EF2 unterhalb dieser Schließfrequenz f_s, so daß die bei diesen Frequenzen auftretenden großen Amplituden im Wandlerkreis 17 ausgefiltert werden können und nicht zu störenden Geräuschen im Antriebsstrang 92 führen. Im Gegensatz dazu liegen EF3 und EF4 oberhalb der Schließfrequenz f_s und führen aufgrund ihrer vergleichsweise großen Amplituden, insbesondere was EF3 betrifft, zu störenden Geräu schen.

Ausgehend von diesem Problem sei auf den mit dem erfindungsgemäßen Torsions schwingungsdämpfer 32 erzielbaren Amplitudenfrequenzgang hingewiesen, wie er in Fig. 3 dargestellt ist. Aufgrund des Einsatzes eines zusätzlichen Massesystems in Form von Elementen des Planetengetriebes 37 entsteht zwar eine zusätzliche Eigenfrequenz, die in Fig. 3 mit EF5 bezeichnet ist, jedoch liegt diese unterhalb der Schließfrequenz f_s der Überbrückungskupplung 26 und ist daher ebenso wie EF1 und EF2 im Hinblick auf das Entstehen von schwingungsbedingten Geräuschen unkritisch. Allerdings wird, wie in der Beschreibungseinleitung ausführlich dargelegt, aufgrund der durch das Planeten getriebe 37 bedingten Besetzung der Nebendiagonalen der Massenmatrix ein Amplitu denfrequenzgang ermöglicht, wie er in Fig. 3 im Frequenzbereich von EF3 und EF4 mit gestrichelten Linien angegeben ist und eine bestimmte Entkopplungsfrequenz EK auf weist, bei welcher eine minimale Amplitude auftritt. Durch entsprechende Abstimmung der an der Getriebeübersetzung beteiligten Massen des Planetengetriebes 37 sowie des Energiespeichers 54 wird diese Entkopplungsfrequenz EK möglichst dicht an die Eigen frequenz EF3 des in Fig. 3 im Frequenzbereich von EF3 und EF4 strichpunktiert darge stellten Amplitudenfrequenzganges angenähert und fällt im Idealfall mit EF3 zusammen. Aufgrund der Überlagerung der strichpunktierten Linie mit Amplitude EF3 und der ge strichelten Linie mit der Entkopplungsfrequenz EK ergibt sich die durchgezogene mittle re Linie, bei welcher keine Amplitude EF3 vorhanden ist. An dieser Stelle treten dem nach keine Geräuschprobleme bei geschlossener Überbrückungskupplung 26 auf.

Aufgrund der mittels eines Torsionsschwingungsdämpfers einer Überbrückungskupp lung erzielten Entkopplungsgüte, bedingt durch die Wirkung des Energiespeichers 54 zwischen dem antriebsseitigen Übertragungselement 38 und der mit demselben wirk samen antriebsseitigen Gesamtmasse, die sich durch Antrieb 80 und Wandlergehäuse 1 ergibt, und dem abtriebsseitigen Übertragungselement 66 sowie dessen Gesamtmasse, die sich beispielsweise mit dem nachgeordneten Stufenautomaten 84 ergibt, wird eine Absenkung der Eigenfrequenz EF4 erzielt, und zwar gegenüber der in Fig. 3 strichpunk tiert gezeichneten Linie, die den Verlauf ohne Torsionsschwingungsdämpfer darstellt, auf das Maß, das mit der durchgezeichneten Linie abgebildet ist. Es ist erkennbar, daß EF4 somit größenordnungsmäßig, was die Amplitude betrifft, auf einem Niveau liegt, das demjenigen an der Stelle EF3 auf der durchgezogenen Linie entspricht. Damit be steht auch im Hinblick auf die Eigenfrequenz EF4 kein Risiko einer Geräuschbildung.

Die erwähnten Vorteile, die sich aus dem Besetzen der Nebendiagonale der Massenma trix durch die Entstehung einer Entkopplungsfrequenz EK ergeben, sind zuvor beispiel haft anhand einer möglichen Ausführungsvariante eines Planetengetriebes 34 beschrie ben. Die Nebendiagonalen der Massenmatrix wären allerdings ebenso besetzt und da mit die Vorteile erzielbar, wenn andere Schaltungsvarianten für das Planetengetriebe 37 gewählt würden, beispielsweise, wenn das Sonnenrad als antriebsseitiges Übertra gungselement und die Planetenträger als abtriebsseitiges Übertragungselement wirksam wären. Ebenso sind auch alle anderen Getriebe 94, bei denen die Nebendiagonale der Massenmatrix besetzt ist, zur Erzielung des besagten Vorteils denkbar.

Bezugszeichenliste

1

Wandlergehäuse

3

Lagerzapfen

4

Radialflansch

5

Axialabschnitt

7

Pumpenschale

9

Pumpenrad

11

Turbinenrad

13

Turbinennabe

14

Verzahnung

15

Leitrad

17

Wandlerkreis

19

Axiallagerung

20

Nutungen

22

Kammer

24

Kolben

26

Überbrückungskupplung

28

Reibbelag

30

Reibzone

32

Torsionsschwingungsdämpfer

34

Deckbleche

36

Planetenträger

37

Planetengetriebe

38

antriebss. Übertragungselement

40

Lapferzapfen

41

Mittenabschnitt

42

Planetenräder

41

Zapfen

44

Hohlrad

46

Sonnenrad

48

,

50

Fenster

52

Federn

54

Energiespeicher

56

radiale Innenseite

58

Verzahnung

60

Gegenverzahnung

62

Haltebügel

64

Vernietung

65

abtriebss. Bauteil

66

abtriebss. Übertragungselement

68

Drehachse

70

Planetenrad-Mittelachse

72

Abtriebswelle

74

Mittenbohrung

76

Raum

78

Koppelvorrichtung

80

Antrieb und Pumpenrad

82

Getriebeeingangswelle

84

Stufenautomat

86

Kardan und Differential

88

Räder

90

Kraftfahrzeug

92

Antriebsstrang

94

Getriebe

96

Zwischenmasse

Claims

1. Torsionsschwingungsdämpfer an einer Überbrückungskupplung eines hydrodynami schen Drehmomentwandlers, mit einem antriebsseitigen Übertragungselement, das mit dem Wandlergehäuse in Wirkverbindung bringbar und über eine mit einem in Umfangsrichtung wirksamen Energiespeicher versehene Koppelvorrichtung mit ei nem abtriebsseitigen Übertragungselement verbunden ist, das mit einem ab triebsseitigen Bauteil des Drehmomentwandlers drehfest ist, dadurch gekennzeichnet, daß die Übertragungselemente (38, 66) zusammen mit der Koppelvorrichtung (78) ein als Planetengetriebe (37) ausgebildetes Getriebe (94) umfassen, das zumindest einen Planetenträger (36) aufweist, der an einem Kolben (24) der Überbrückungs kupplung (26) fest aufgenommen und als antriebsseitiges Übertragungsele ment (38) wirksam ist und wenigstens ein Planetenrad (42) aufnimmt, das mit zu mindest einem weiteren Element des Planetengetriebes (37), wie einem Sonnen rad (46) oder einem Hohlrad (44), in Eingriff steht, wobei wenigstens eines der Ele mente (44, 46) des Planetengetriebes (37) über den Energiespeicher (54) mit zumin dest einem Übertragungselement (38, 66) verbunden und gegenüber den Übertra gungselementen (38, 66) als Zwischenmasse (96) wirksam ist, die für eine von Dreh zahl und Drehrichtung der beiden Übertragungselemente (38, 66) zueinan der abhängige Bewegung antreibbar ist.

2. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Schließfrequenz f_s der Überbrückungskupplung (26) oberhalb einer für die Übertragungselemente (38, 66) und das Getriebe (94) kritischen Resonanzfrequenz liegt.

3. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Federn (52) des Energiespeichers (54) zur Erzielung einer hohen Entkopp lungsgüte ungeachtet der bei der Resonanzfrequenz möglichen Amplituden mit ge ringstmöglicher Steifigkeit ausgebildet sind.

4. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß über das am Planetenträger (36) drehbar gelagerte Planetenrad (42) ein Hohl rad (44) schwimmend gelagert ist.

5. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß ein mit dem Planetenrad (42) in Eingriff stehendes, als abtriebsseitiges Übertra gungselement (66) wirksames Sonnenrad (46) über den Energiespeicher (54) mit dem antriebsseitigen Übertragungselement (38) verbunden ist.

6. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Sonnenrad (46) über eine an seiner radialen Innenseite (56) vorgesehene Verzahnung (58) mit einer Gegenverzahnung (60) an dem abtriebsseitigen Bau teil (65) drehfest angreift.