(57)【要約】  本発明によれば、複合駆動装置（ターボコンパウンド）を備えた内燃機関において、公知のフェッティンガ式の流体継手の代わりにねじり振動ダンパが使用される。フェッティンガ式の流体継手は出力を伝達するために入力側と出力側との間の差回転数を必要とする、つまりスリップが生じるので、フェッティンガ式の流体継手は高い出力損失を有している。ねじり振動ダンパが使用されると、このような損失は生じない。しかし、ねじり振動減衰はフェッティンガ式の流体継手の場合と少なくとも同じ品質で行われる。
2008534846.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃機関（１）と相まって用いられる複合駆動装置であって、排ガス流内に少なくとも１つの排ガスタービン（７）が設けられており、該排ガスタービン（７）のエネルギが、内燃機関（１）からクランクシャフトまたははずみディスクへの動力伝達経路に供給されるようになっており、排ガスタービン（７）と供給点との間に、回転数減少のための減速伝動装置（８，１０）が配置されている形式のものにおいて、排ガスタービン（７）から供給点への動力伝達経路に、少なくともそれぞれ１つの入力部分（１９）および出力部分（２０）を備えたねじり振動ダンパ（１２）が配置されていることを特徴とする複合駆動装置。
【請求項２】
排ガスタービン（７）と内燃機関（１）との間の排ガス流内にターボチャージャ（４）が配置されている、請求項１記載の複合駆動装置。
【請求項３】
ねじり振動ダンパ（１２）が、周方向に作用する複数のエネルギ蓄え器を装備している、請求項１または２記載の複合駆動装置。
【請求項４】
エネルギ蓄え器がばね（２１）として形成されている、請求項３記載の複合駆動装置。
【請求項５】
前記少なくとも１つの入力部分（１９）に付加質量体（１５）が相対回動不能に結合されている、請求項１から４までのいずれか１項記載の複合駆動装置。
【請求項６】
前記少なくとも１つの出力部分（２０）に付加質量体（１５）が相対回動不能に結合されている、請求項１から５までのいずれか１項記載の複合駆動装置。
【請求項７】
ねじり振動ダンパ（１２）のばね（２１）の少なくとも所定の区分における外径部分が、周方向でスライドシェル内に案内されている、請求項４記載の複合駆動装置。
【請求項８】
ねじり振動ダンパ（１２）のばね（２１）の少なくとも所定の区分における外径部分が、周方向でスライドシュー内に案内されており、該スライドシューが、係止突起によって前記ばね（２１）の２つの巻き条の間に固定されている、請求項４記載の複合駆動装置。
【請求項９】
スライドシューがローラを備えており、該ローラが、スライドシューと、周方向のスライド軌道との間に配置されている、請求項８記載の複合駆動装置。
【請求項１０】
エネルギ蓄え器が、種々異なるばね特性線と組み合わされている、請求項３または４記載の複合駆動装置。
【請求項１１】
エネルギ蓄え器が直列に配置されている、請求項１０記載の複合駆動装置。
【請求項１２】
エネルギ蓄え器が並列に配置されている、請求項１０記載の複合駆動装置。
【請求項１３】
ねじり振動ダンパ（１２）がグリース潤滑部を備えている、請求項１から１２までのいずれか１項記載の複合駆動装置。
【請求項１４】
ねじり振動ダンパ（１２）がオイル潤滑部を備えている、請求項１から１２までのいずれか１項記載の複合駆動装置。
【請求項１５】
前記オイル潤滑部が、内燃機関（１）のオイル潤滑部と連結されている、請求項１４記載の複合駆動装置。
【請求項１６】
ねじり振動ダンパ（１２）の固有周波数が調整可能となるようにねじり振動ダンパ（１２）が形成されている、請求項１から１５までのいずれか１項記載の複合駆動装置。
【請求項１７】
ねじり振動ダンパ（１２）の減衰特性が調整可能となるようにねじり振動ダンパ（１２）が形成されている、請求項１から１６までのいずれか１項記載の複合駆動装置。
【請求項１８】
ねじり振動ダンパ（１２）から到来する力の流れが、クランクシャフト端部（はずみディスク）に供給される、請求項１から１７までのいずれか１項記載の複合駆動装置。
【請求項１９】
ねじり振動ダンパ（１２）から到来する力の流れが、クランクシャフトに供給される、請求項１から１７までのいずれか１項記載の複合駆動装置。
【請求項２０】
ねじり振動ダンパ（１２）がフリーホイールを備えている、請求項１から１９までのいずれか１項記載の複合駆動装置。
【請求項２１】
ねじり振動ダンパ（１２）が振動絶縁器として形成されている、請求項１から２０までのいずれか１項記載の複合駆動装置。
【請求項２２】
排ガスタービン（７）と供給点との間のパワートレーンに吸振器が配置されている、請求項１から２１までのいずれか１項記載の複合駆動装置。
【請求項２３】
軸方向に作用する少なくとも１つのエネルギ蓄え器が、周方向に形成された斜面に沿って転動する転動体に作用するようにねじり振動ダンパが形成されている、請求項１、２、１８または２１記載の複合駆動装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、請求項１の上位概念部に記載の形式の、内燃機関と相まって用いられる複合駆動装置、つまり排ガス流内に少なくとも１つの排ガスタービンが設けられており、該排ガスタービンのエネルギが、内燃機関からクランクシャフトまたははずみディスクへの動力伝達経路に供給されるようになっており、排ガスタービンと供給点との間に、回転数減少のための減速伝動装置が配置されている形式の複合駆動装置に関する。
【０００２】
複合駆動装置（Verbundtriebwerk）は「ターボコンパウンド」とも呼ばれる。このような複合駆動装置では、内燃機関（多くの場合、ディーゼルエンジン）の排ガス流がターボチャージャの排ガスタービンを介して案内される。排ガスタービンに相対回動不能に結合されたブロワを介して、過給空気が内燃機関に供給される。排ガスの別の経路では、排ガスが、公知先行技術の場合（複合駆動装置と相まって）、第２のタービンを経由して流れる。この第２のタービンはその回転エネルギを、場合によっては減速伝動装置に導入する。その場合、この減速伝動装置はフェッティンガ継手（Foettingerkupplung）、つまり流体継手に結合されている。フェッティンガ継手の背後には、回転数をさらに減少させるためにやはり減速伝動装置が設けられていてよい。最終的に回転エネルギは内燃機関のクランクシャフトまたははずみ質量体（フライマス）へ導入される。このような構造により、排ガスのエネルギ含量は内燃機関の駆動エネルギを高めるために利用される。
【０００３】
フェッティンガ式の流体継手の使用により、クランクシャフトとターボチャージャとの間の回転不均一性が補償される。さもないと、複合駆動装置の１本の剛性的なパワートレーンが形成された場合には、クランクシャフトの回転不均一性もしくは回転むらが実効タービンにまで伝播され、これにより著しいねじり振動問題が生ぜしめられてしまう。
【０００４】
フェッティンガ式の流体継手の構造は構成的に極めて手間がかかる。これにより、このような解決手段は極めてコストがかかる。さらに、効率も、システムに帰因したスリップにより最適とは云えない。
【０００５】
それゆえに、本発明の課題は、第１にねじり振動を最小限に抑え、第２にコスト的に廉価となるような複合駆動装置もしくはターボコンパウンドを提供することである。
【０００６】
この課題は、複合駆動装置もしくはターボコンパウンドにおいてフェッティンガ式の流体継手の代わりにねじり振動ダンパが使用されることにより解決される。ねじり振動ダンパはこの場合、種々の構造的な構成を有していてよい。第１の構成では、ねじり振動ダンパが入力部分と出力部分とから成っており、この場合、入力部分と出力部分との間には周方向に作用する複数のエネルギ蓄え器（たとえばばねの形）が配置されている。
【０００７】
ねじり振動ダンパの第２の構成では、同じく入力部分と出力部分とが存在しているが、しかし入力部分と出力部分との間では、両方向に向かって考えられたランプウェイもしくは斜面に沿って転動体が運動する。入力部分と出力部分とはこの場合、軸方向で互いに対して緊締されている（たとえば皿ばねを用いて）。
【０００８】
フェッティンガ式の流体継手の場合では、ポンプ側からタービン側への回転カップリングがハイドロダイナミック原理もしくは流体動力学的な原理によって行われる。これにより、少なくとも部分的でも、ねじり振動を除去することができる。フェッティンガ式の流体継手の内部での流体動力学的な原理に基づき、相対回動不能な結合は存在しないので、回転数はポンプ側とタービン側との間で、トルク伝達が妨げられることなしに変動し得る。
【０００９】
このような構成とは異なり、フェッティンガ式の流体継手なしの、ただしねじり振動ダンパを有する複合駆動装置もしくはターボコンパウンドは常に相対回動不能な結合が存在する。それに対して、ねじり振動ダンパは入力部分と出力部分との間の比較的小さな相対回動角度しか許さない。この角度量は最大＋／−９０゜であってよい。言い換えれば、ねじり振動ダンパにおいて、入力部分の回転運動と出力部分の回転運動とは、重畳し合う振動は別として常に回転同期的である。出力部分に対する入力部分の「追い越し」、つまりオーバランニングは、ねじり振動ダンパの場合は不可能となる。それだけに、このような背景を考えると、フェッティンガ式の流体継手の代わりにねじり振動ダンパを備えた複合駆動装置が実現可能となることは一層意想外である。
【００１０】
以下に、本発明の実施例を図面につき詳しく説明する。
【００１１】
図１は、公知先行技術の概略図であり；
図２は、本発明の実施例を示す概略図であり；
図３は、ねじり振動ダンパの断面図であり；
図４は、ねじり振動ダンパの別の実施例を示す断面図であり；
図５は、フリーホイールを備えたねじり振動ダンパの構成を示す断面図である。
【００１２】
図１に示した公知先行技術による構成では、内燃機関１が排ガス管路５ａを介してターボチャージャ４に接続されている。このターボチャージャ４は排ガスタービン４ａと過給空気タービン４ｂとに分割されている。ターボチャージャ４の運転時では、過給空気流６ｂが過給空気タービン４ｂを介して過給空気流６ａとなり、この過給空気流６ａは内燃機関１に吹き込まれる。
【００１３】
排ガス管路５は引き続きさらに延びていて、排ガス管路５ｂを形成している。この排ガス管路５ｂはターボコンパウンドタービンもしくは複合駆動装置タービン７に流れ技術的に接続されている。この場合、排ガス空気の第２の収率が得られ、この場合、複合駆動装置もしくはターボコンパウンドのための回転エネルギが取得されることが望ましい。複合駆動装置タービン７は減速伝動装置８に相対回動不能に結合されている。この減速伝動装置８は複合駆動装置タービン７の高い回転数を、後置されたフェッティンガ式の流体継手９の公称回転数にまで減少させる。図面で見てフェッティンガ式の流体継手９の右側はポンプを成しており、フェッティンガ式の流体継手９の左側の半割シェルはタービンを成している。フェッティンガ式の流体継手９の左側、つまりタービンには、別の減速伝動装置１０が相対回動不能に結合されている。その後に、減速伝動装置１０とクランクシャフトまたははずみディスクとの機械的な結合部１１が設けられている。この場合、クランクシャフトまたははずみディスクは、動力伝達経路のために所定の供給点を成している。この場合に重要となるのは、供給点が継手２のエンジン側に位置していることだけである。変速機入力軸３への供給は全く意味がない。なぜならば、さもないと内燃機関１の運転中に、無駆動の状態を生ぜしめることができなくなるからである。
【００１４】
図２を、上で説明した図１と直接比較することにより、本発明によるターボコンパウンドもしくは複合駆動装置を良好に説明することができる。図２から判るように、本発明によればターボチャージャ４の存在は必ずしも必要ではない。本発明にとって重要となるのは、排ガス管路５が複合駆動装置タービン７を介して案内されることだけである。その間に接続されたターボチャージャ４は純然たる選択的なものである。２つの減速伝動装置８，１０を設けることも必ずしも必要ではない。重要となるのは、いずれか一方の減速伝動装置８または１０だけである。なぜならば、複合駆動装置タービン７の高い回転数をクランクシャフトの回転数に調和させなければならないからである。このことは、複合駆動装置タービン７とねじり振動ダンパ１２との間の減速伝動装置８を用いて行なわれ得るか、またはねじり振動ダンパ１２とクランクシャフトもしくははずみ車に対する機械的な結合部１１との間でも実現され得る。本発明の別の構成では、公知先行技術により既に知られているように、両減速伝動装置８，１０を使用することもできる。
【００１５】
図２に概略的に図示されているねじり振動ダンパ１２は、図面で見て右側のディスク状の入力部分と、図面で見て左側の同じくディスク状の出力部分とから成っている。入力部分と出力部分との間には、周方向に作用する少なくとも１つのエネルギ蓄え器が設けられている。このエネルギ蓄え器はばねとして形成されていてよい。本発明の別の構成では、周方向に作用する複数のエネルギ蓄え器が設けられており、この場合、これらのエネルギ蓄え器は並列にかつ／または直列に接続されていてよい。ねじり振動ダンパ１２の当該構成により、減衰特性に影響を与え、ひいては周波数応答曲線に影響を与えることができる。エネルギ蓄え器を種々異なるばね特性線と組み合わせることにより、プログレッシブ（逓増的）あるいはまたデグレッシブ（逓減的）に形成されている全体ばね特性線を発生させることができる。本発明のさらに別の構成では、エネルギ蓄え器がねじり振動ダンパ１２の最も外側の直径部分に配置されている。この場合、エネルギ蓄え器（ばね）をスライドシェル内に案内することができる。本発明のさらに別の構成では、ばねがスライドシューによって案内される。すなわち、ばねの半径方向外側部分がスライドシューを備えており、このスライドシューが、少なくとも１つの係止突起によってばねの少なくとも２つの巻き条の間に係合している。この思想の別の構成では、半径方向外側に位置するスライド軌道とスライドシューとの間にさらにローラが配置されており、これによって摩擦が減じられる。
【００１６】
ねじり振動ダンパ１２の減衰特性は主としてねじり振動ダンパ１２の内部の摩擦の設定により決定され得る。それゆえに、本発明の第１の構成ではねじり振動ダンパ１２がグリース潤滑部を備えていてよい。第２の構成では、ねじり振動ダンパ１２がオイル潤滑部を備えており、この場合には、オイルが振り飛ばされないように注意しなければならない。本発明のさらに別の有利な構成では、オイル潤滑部が内燃機関１のオイル潤滑部の構成要素として形成されていてよい。
【００１７】
図３には、周方向に作用する複数のエネルギ蓄え器を装備したねじり振動ダンパ１２が図示されている。これらのエネルギ蓄え器はこの場合、ばね２１である。歯車１４を介して、複合駆動装置タービン７からのトルク導入が行われる。歯車１４は付加質量体１５に相対回動不能に結合されており、この付加質量体１５は軸受け１７によって軸１６に装着配置されている。歯車１４と付加質量体１５とは本発明によればワンピースに、つまり一体に形成されてもよい。たとえばリベット結合部１８として形成された固定部によって、入力部分１９への動力伝達が行われる。この場合、入力部分１９は互いにリベット締結された２つのディスクから成っている。次いで、この入力部分１９からは、ばね２１を介して出力部分２０への動力伝達が行われる。図３から判るように、出力部分２０は図面で見て左側の入力部分１９に接触している。このことは、出力部分２０と右側の入力部分１９との間に、たとえば皿ばねを配置することにより達成される。その場合、この皿ばねの寸法設定に応じて、入力部分１９と出力部分２０との間には規定の摩擦が生じる。この摩擦は振動エネルギの一部を導出することができる。このような「調量」された摩擦は不都合になる場合もあり得る。なぜならば、入力部分１９と出力部分２０との間の相対回動運動の際に引きずりモーメントが生じるからである。
【００１８】
本発明のさらに別の構成では、入力部分１９と出力部分２０との間の摩擦をできるだけ小さく保持することが試みられる。このことは、いわゆる「振動絶縁」とも呼ばれる。振動絶縁の場合には、周波数応答曲線が極めて狭帯域となる。このことには、ねじり振動ダンパ１２の固有周波数が一層明確に規定され得るようになり、ひいては構造的に明瞭に運転スペクトル外に設定され得るという利点がある。
【００１９】
本発明のさらに別の構成では、複合駆動装置タービン７とクランクシャフトまたははずみ車における供給点との間の動力伝達経路に吸振器（Tilger）が設けられている。この吸振器は、逆位相で振動するように設計され得る。
【００２０】
図４には、ハウジング部分２５，２６から成るハウジング内に配置された複合駆動装置もしくはターボコンパウンドが図示されている。軸１６は転がり軸受け２２によって案内されている。この場合、大小異なる直径の２つの歯車が設けられており、トルク導入部１３でのトルク導入は大径の歯車において行われる。出力歯車２３は小直径を有している。このことは、高速の複合駆動装置タービン７からクランクシャフトに対する機械的な結合部１１へ向かって回転数が減じられなければならないという理由に基づいている。
【００２１】
既に説明したように、トルクの流れはトルク導入部１３を介してターボコンパウンドもしくは複合駆動装置へ進入する。解離可能な結合によってトルク導入部１３はスリーブに結合されており、このスリーブは２つの転がり軸受け１７によって軸１６に支承されている。このスリーブには、ねじり振動ダンパ１２の入力部分１９が相対回動不能に結合されている。ねじり振動ダンパ１２のばね２１は、図４の実施例では半径方向外側でスライドシェル２４によって案内されている。ねじり振動ダンパ１２の出力部分２０は軸１６に相対回動不能に結合されている。軸方向ならびに半径方向における入力部分１９および出力部分２０の精密な支承によって、ねじり振動ダンパ１２の精密な作業が可能となる。
【００２２】
軸１６の、図面で見て右側の端部はオイル通路３２を有している。このオイル通路３２は外部からは見えない位置にあるので、破線により示されている。このオイル通路３２はさらに２つの横方向通路を有しており、これにより、ねじり振動ダンパ１２へも、トルク導入部１３へもオイルを的確に誘導することができる。オイル通路３２のための供給部（図示しない）は、有利には図面で見て右側のハウジング部分２６に設けられた右側の転がり軸受け２２の範囲に配置されていてよい。念のため付言しておくと、アンギュラ玉軸受けとして形成された転がり軸受け１７はスリーブ内もしくは軸１６上に、止めナット３０もしくは位置固定リング２９によって位置固定されている。
【００２３】
図５に示した実施例は、フリーホイール３１が設けられている点で図４に示した実施例とは異なっている。このフリーホイール３１は、トルク導入部１３から出力歯車２３へのトルク伝達経路において遮断機能を発揮するように設計されている。言い換えれば、軸１６が出力部分２０よりも高速に回転すると、軸１６は自由に回転することができる。それゆえに、このフリーホイール３１はエネルギ論的な観点から見れば、エンジンがスタートされるか、または加速される場合に特に有効となる。これらの場合には、内燃機関が複合駆動装置タービン７よりも高速となる。なぜならば、複合駆動装置タービン７は、その最適な作動回転数に到達するまで常にある程度の時間を必要とするからである。
【００２４】
ねじり振動ダンパ１２がたいてい脈動的もしくは片振り的（schwellend）に作動されるので、つまり重畳されたリップル（Welligkeit）を有するベース負荷を有するので、この場合にはフリーホイール３１は使用されない。しかし、ベース負荷が小さくかつ振動の振幅が相応して大きい場合には、振動がゼロ位置を越える恐れがある。このような場合には、フリーホイール３１が、ねじり振動ダンパ１２の減衰特性のためにも有利になる。
【００２５】
図５に示した実施例では、フリーホイール３１が外側のスリーブと軸１６との間に配置されている。しかし、フリーホイール３１の転動体はこの実施例では直接に軸１６に沿って回転するのではなく、内側スリーブ２７に沿って回転する。この内側スリーブ２７は表面硬化されていると有利である。この内側スリーブ２７はその場合、たとえば収縮嵌めによって軸１６に固定されている。
【図面の簡単な説明】
【００２６】
【図１】公知先行技術の概略図である。
【図２】本発明の実施例を示す概略図である。
【図３】ねじり振動ダンパの断面図である。
【図４】ねじり振動ダンパの別の実施例を示す断面図である。
【図５】フリーホイールを備えたねじり振動ダンパの構成を示す断面図である。
【符号の説明】
【００２７】
１  内燃機関（エンジン）
２  クラッチ
３  変速機入力軸
４  ターボチャージャ
４ａ  排ガスタービン
４ｂ  過給空気タービン
５  排ガス管路
５ａ  エンジンとターボチャージャとの間の排ガス管路
５ｂ  ターボチャージャと別の排ガスタービン（複合駆動装置タービン）との間の排ガス管路
６ａ  過給空気流（ターボチャージャとエンジンとの間）
６ｂ  過給空気流（ターボチャージャの流入側）
７  複合駆動装置タービン
８  減速伝動装置（複合駆動装置タービンとフェッティンガ式の流体継手との間）
９  フェッティンガ式の流体継手
１０  減速伝動装置
１１  クランクシャフトもしくははずみ車に対する機械的な結合部
１２  ねじり振動ダンパ／振動絶縁器
１３  複合駆動装置タービンからのトルク導入部
１４  歯車
１５  付加質量体
１６  軸
１７  転がり軸受け
１８  リベット結合部
１９  入力部分
２０  出力部分
２１  ばね
２２  軸１６の転がり軸受け
２３  出力歯車
２４  スライドシェル
２５  ハウジング部分
２６  ハウジング部分
２７  内側スリーブ
２８  リベット結合部
２９  位置固定リング
３０  止めナット
３１  フリーホイール
３２  オイル通路
【図１】
2008534846.tif 000003
【図２】
2008534846.tif 000004
【図３】
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【図４】
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【図５】
2008534846.tif 000007
【国際調査報告】
2008534846.tif 000008
2008534846.tif 000009
2008534846.tif 000010
2008534846.tif 000011
2008534846.tif 000012
2008534846.tif 000013