CN106715957A

CN106715957A - 旋转振动减振器和起动元件

Info

Publication number: CN106715957A
Application number: CN201580050091.2A
Authority: CN
Inventors: M·赫特尔; M·温特施泰因; J·祖道; A·施蒂默尔; C·韦伯; C·扎塞; T·克鲁格; E·瓦克
Original assignee: ZF Friedrichshafen AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 2014-09-19
Filing date: 2015-08-13
Publication date: 2017-05-24
Also published as: WO2016041700A1; US20170284475A1; DE102014218926A1

Abstract

本发明涉及一种旋转振动减振器(130)，其包括输入部(140)、输出部(150)和布置在输入部(140)和输出部(150)之间的中间质量(240)以及联结在输入部(140)和中间质量(240)之间的并且形成旋转振动减振器(130)的第一级的第一复合弹簧元件(230)，和联结在中间质量(240)和输出部(150)之间的并且形成旋转振动减振器(130)的第二级的第二复合弹簧元件(250)。旋转振动减振器此外包括至少一个缓冲质量(260)，其构造成用于根据旋转运动进行振动以减弱旋转运动的振动份额，其中，旋转振动减振器(130)的第一级具有带有至少一个转变点(620)的递增的第一特性曲线(600)；其中，旋转振动减振器(130)的第二级具有带有至少一个转变点(620)的递增的第二特性曲线(600)；并且其中，旋转振动减振器的第一级的第一特性曲线和旋转振动减振器的第二级的第二特性曲线的所有转变点(620)在扭矩方面都彼此间隔开。

Description

旋转振动减振器和起动元件

技术领域

实施例涉及一种旋转振动减振器以及一种起动元件，其例如可应用在机动车的传动系的范围中，实施例也涉及一种用于机动车的相应的传动系。

背景技术

在机械制造、设备制造和车辆制造的多个领域中使用旋转运动用于传递机械能。在此，出于不同的原因，可出现，一个或多个旋转振动与这种旋转运动叠加。例如，旋转振动可通过用于产生旋转运动的马达引起，然而其例如也可通过冲击式的负载或冲击式的能量提取引起。这种也被称为旋转不均匀性的旋转振动例如可加载组件，例如变速器和差速器。同样，当旋转振动例如引起噪声或振动时，其可被认为是不舒适的。

为了减小这种旋转振动或者甚至完全消除该旋转振动，例如使用旋转振动减振器。一个示例是机动车的传动系，在其中通过往复活塞机械、即例如柴油发动机或奥托发动机引起旋转运动。往复活塞机械常常与结构和设计方案相关地引起冲击式的力发挥和扭矩发挥，其在产生旋转运动产生时已经可导致所描述的旋转振动。现在，为了至少在其强度方面减小该旋转振动，例如可使用旋转振动减振器。

由于越发严格的生态学以及经济性的边界条件，存在的需求是，减小二氧化碳排放(CO₂-排放)并且同时节省成本。从发动机制造商方面，这例如通过以下方式尝试，即，减小发动机排量并且减小其转速。然而，也被称为减小尺寸和降低转速的方案可导致，进一步加重通过旋转不均匀性或旋转振动引起的问题。由此，旋转振动不仅可被认为是不舒适的，并且由此导致舒适性损害，其此外例如也可由于产生的振动导致使用寿命的减小。因此，存在的需求是，改善在这种用于减弱旋转振动的旋转振动减振器的有效功率方面、旋转振动减振器的制造和实现方案、所需的结构空间和旋转振动减振器以及包括旋转振动减振器的系统的可靠性方面的折中。

文献DE 10 2012 221 544 A1涉及一种带有具有预定数量的气缸的内燃机的传动系，在其中，在第一运行状态中使所有气缸工作，而在第二运行状态中，切断气缸中的一部分。在该文献中描述的旋转振动减振器系统包括至少一个离心配重。

DE 10 2011 084 744 A1涉及一种用于车辆的驱动系统，其同样包括内燃机和旋转振动减振器。文献DE 10 2008 040 164 A1也涉及一种液力的离合器装置、特别是变扭器，而文献DE 10 2011 017 381 A1涉及一种在机动车的传动系中的双质量飞轮。文献US2014/0087889 A1涉及一种以变扭器的形式的用于机动车的扭矩传递单元。文献DE 102005 058 783 A1涉及一种具有用于变扭器的具有多级的特性曲线的扭转减振器。在此，通过由双级的弹簧特性曲线和不同的冲击力矩组成的组合实现多级性。

虽然从车辆制造、确切地说机动车制造中得到上述示例，也在机械制造、设备制造和车辆制造的其它领域中出现相似的示例和问题。即，在这些领域中也可使用旋转振动减振器。

发明内容

存在的需求是，改善在减弱旋转振动、旋转振动减振器的实现方案和制造、其所需的结构空间及其可靠性方面的折中。

该需求通过根据独立权利要求中任一项所述的旋转振动减振器和起动元件实现。

例如可使用在机动车的传动系中的、用于减弱旋转运动的振动份额的旋转振动减振器包括输入部、输出部和布置在输入部和输出部之间的中间质量。旋转振动减振器此外包括联结在输入部和中间质量之间的并且形成旋转振动减振器的第一级的第一复合弹簧元件以及联结在中间质量和输出部之间的并且形成旋转振动减振器的第二级的第二复合弹簧元件。此外，旋转振动减振器包括至少一个缓冲质量，其构造成用于根据旋转运动进行振动以减弱旋转运动的振动份额。在此，旋转振动减振器的第一级具有带有至少一个转变点的递增的第一特性曲线。旋转振动减振器的第二级也具有带有至少一个转变点的递增的第二特性曲线。旋转振动减振器的第一级的第一特性曲线和旋转振动减振器的第二级的第二特性曲线的所有转变点在扭矩方面都彼此间隔开。

如以下还将详细解释的那样，由此实现旋转振动减振器的第一级和第二级与带有至少一个缓冲质量的缓冲振动减振器组合，其中，不仅旋转振动减振器的第一级而且其第二级分别具有递增的特性曲线，更好地减弱旋转振动，而在实现和制造旋转振动减振器或其结构空间方面不带来显著的负面影响。由此，通过使两个相关的级的递增的第一和第二特性曲线的转变点彼此间隔开，不仅可实现旋转振动的更好减弱，进而也可减小特性曲线以及由此旋转振动减振器的减振性能和响应性能的突变式变化。由此可实现，抑制突变式变化并且由此如有可能抑制从旋转振动减振器到其它组件中的突然反馈。由此，转变点的相应的间隔也可有利于利用技术上更简单的手段实现，如以下还将解释的那样。通过这种旋转振动减振器的应用，由此，也可改善在旋转振动的减弱、其实现方案和制造、其所需的结构空间和可靠性方面的折中，因为可靠性也通过旋转振动减振器的响应性能和由此对其它组件的反馈反映。必要时也可行的是，实现结构空间有效的解决方案，其甚至可能不需要附加的结构空间。

旋转振动减振器的第一和第二级由此通过中间质量相互串联。旋转振动减振器的第一和第二级的特性曲线在此基本上通过也被称为第一和第二弹簧组的相应复合弹簧元件共同确定。相应的复合弹簧元件的弹簧元件例如可相对于轴线或轴向方向(围绕该轴线或轴向方向实施旋转运动)布置在相同或相似的半径上。输入部、输出部和中间质量由此可绕共同的轴线旋转。

在此，特性曲线反映在静态地旋转一个确定的旋转角度时由旋转振动减振器的第一或第二级提供的扭矩M。在此，该旋转角度例如可参照未被加载的平衡状态或基础状态，在该状态中，由旋转振动减振器的相应的级产生或提供消失的扭矩(0Nm；Nm＝牛米(S1＝扭矩的单位))。因此，在第一级中，该旋转角度可涉及在输入部和中间质量之间的旋转角度，并且在第二级中，该旋转角度可涉及在旋转振动减振器的中间质量和输出部之间的旋转角度。

递增的特性曲线具有在数学思想中单调增加的走向。更确切地说，扭矩变化作为旋转角度的函数甚至具有至少一个单调增加的、必要时甚至严格单调增加的走向。单调增加的走向在此始终具有始终大于或等于0(零)的斜率。严格单调增加的走向相应地具有始终大于0(零)的斜率。

换句话说，与在斜率或扭矩变化为的第二旋转角度时相比，在第一旋转角度时，递增的特性曲线具有更小斜率或扭矩变化，其作为旋转角度的函数在此，第二旋转角度大于第一旋转角度由此，例如对于所有旋转角度，特性曲线都可随着旋转角度的增加具有恒定的和/或增加的斜率。特性曲线由此可在最大旋转角度范围上始终是递增的。作为旋转角度的函数C的扭矩变化也被称为旋转振动减振器的相应的级的刚度。

在位于第一旋转角度和第二旋转角度之间的旋转角度时出现转变点，即，对其适用即，该转变点具有第三旋转角度在转变点处，相应的特性曲线具有作为旋转角度的函数的扭矩变化，其在连续递增的特性曲线的情况中位于在第一旋转角度和第二旋转角度时的变化C1和C2之间。如果相反地，递增的特性曲线具有折点，则在转变点处并且由此在第三旋转角度处出现特性曲线的斜率的跳跃式变化。即，在数学思想中，作为旋转角度的函数的扭矩变化在该点处是不连续的。因此，不仅第一而且第二特性曲线的转变点在扭矩方面彼此具有距离而且在相应的另一特性曲线的转变点方面彼此具有距离。

在此处的描述中，根据在此描述的对象、组件和系统的至少部分地在运行期间旋转的设计方案，常常从圆柱坐标系出发，其圆柱轴线典型地与旋转运动的轴向方向并且由此与相关的对象、组件和系统的轴向方向一致，必要时甚至与其重合。在圆柱坐标系的范围中，每个位置、每个方向或线都可通过轴向分量、径向分量和在周向上的分量描述。即使在笛卡尔坐标系中例如径向方向和周向可彼此相关，在此与沿着周向的相关的角度无关地始终从相同的径向方向出发。相应地，这同样适用于周向。即，即使在相应的圆柱坐标系中用于周向的单位矢量和在笛卡尔坐标系中的径向方向不恒定，在此处的描述的范围中，径向方向始终理解成这样的方向，即，其跟随相应的径向的单位矢量。相应地，相同的适用于周向。

可选地，在旋转振动减振器中，第一特性曲线和第二特性曲线的转变点在扭矩方面可具有至少20Nm的扭矩。由此可实现，通过必要时突变式变化的特性曲线避免了过强地将旋转振动反馈到系统中。

补充地或备选地，在旋转振动减振器中，第一特性曲线和第二特性曲线的参照扭矩相邻的转变点再次在扭矩方面可具有最高100Nm的距离。由此可实现，改善一方面在特性曲线的柔和上升和另一方面可供使用的最大旋转角度的利用方面的折中。就此而言，与其属于特征曲线中的哪一条无关地，当在相关的转变点之间不存在其它转变点时，转变点可被视为相邻的。由于转变点彼此间隔开，因此转变点在被视为确定的旋转角度时典型地不是彼此邻接。

补充地或备选地，在旋转振动减振器中，第一和/或第二特性曲线可具有至少一个多级递增的区段，该区段包括至少一个转变点。由此可实现，利用结构上相对简单的手段实现相应的递增的特性曲线。即，在此，至少一个区段、然而也可整个特性曲线被设计成多级递增的。换句话说，相应的特性曲线例如可仅仅实施成多级的。由此多级递增的区段具有带有基本上恒定的第一斜率的第一部分区段和在转变点处直接紧邻到第一部分区段处的、带有基本上恒定的第二斜率的第二部分区段，第二部分区段用于比第一部分区段更大的旋转角度，其中，第一斜率大于第二斜率。在此，作为多级递增的特性曲线的设计方案包括这样的可能性，即，实现两个、然而也可多于两个带有相应的朝向更大的旋转角度变大的斜率的部分区段。第二部分区段的刚度例如可比第一部分区段的刚度大一个系数，该系数位于最小值和最大值之间。由此，根据具体的实现方案和要求说明，该系数的最小值例如可为值1.6或者也可为值2。该值越小，在此在转变点处相应的上升越柔和。根据实现方案和公差等级，在此选择过小的值必要时会对于旋转振动减振器的整体设计不利。在1.6至2的系数方面的最小值由此必要时也因此在制造和实现方案方面正面地影响上述折中。另一方面，可值得推荐的是，不选择比最大系数更大的系数，该最大系数例如可为7或最大5.5。如果过大地选择该系数，可导致到系统的组件中的突然反馈，旋转振动减振器尤其也属于该组件。由此通过相应地设计可实现，改善旋转振动减振器和实现旋转振动减振器的系统的可靠性。

可选地，在这种旋转振动减振器中，第一和/或第二特性曲线可具有至少一个带有至少三级递增的特性曲线的区段。由此可实现，利用结构相对简单的手段，使特性曲线的递增走向更柔和地上升并且由此为小的旋转角度实现柔和的减振，而可减小在尤其大的扭矩或特别的旋转角度中的危险过载。

补充地或备选地，在旋转振动减振器中，第一和/或第二复合弹簧元件可包括带有至少局部多级递增的特性曲线的至少一个弹簧元件。由此，可利用相对简单的技术手段实现旋转振动减振器的级的相应的特性曲线。弹簧元件的特性曲线在此可反映力F或扭矩M与弹簧元件沿着周向的变形的相关性。在此，可在考虑相对于在旋转运动方面旋转振动减振器的共同旋转轴线的半径r的情况下，作为半径r和所存在的力F的乘积获得扭矩M(M＝F·r)。根据具体的设计方案，该变形例如可通过旋转角度、然而也可通过沿着周向的长度变化获得。即，弹簧元件可包括至少一个弹簧，然而必要时也可包括复合弹簧，如以下还将解释的那样。

由此，可选地在旋转振动减振器中，至少一个弹簧元件可具有外部弹簧和内部弹簧，其中，内部弹簧具有比外部弹簧的内直径更小的外直径，并且至少部分地沿着周向布置在外部弹簧之内。由此可实现，利用相对简单的技术手段实现用于实现至少局部递增的多级的特性曲线的前提。如上述阐述也表明的那样，在此内部弹簧参照周向可比外部弹簧更长也可比其更短。然而，其也可沿着周向在相同的区域上、即例如在相同的角度范围上延伸。

可选地，在旋转振动减振器中，外部或内部弹簧可构造成，用于在超过级旋转角度之后才为相关级的特性曲线贡献扭矩份额。由此，可利用结构上简单的手段在技术上实现递增的多级特性曲线或相应的区段。由此，当旋转角度超过级旋转角度时，相关的内部弹簧或外部弹簧才为相关级的特性曲线贡献其扭矩份额。这例如可通过以下方式实现，即，相关的外部或内部弹簧设计成比两个弹簧中的另一个更短，其中，级旋转角度刚好在角度方面表示在外部和内部弹簧已安装的状态中的不同长度。由此，在超过级旋转角度之后，相关的外部和内部弹簧才与相应的驱动或从动构件贴靠，并且由此才将力传递到相关的构件上，并且由此引起上述扭矩份额。

补充地或备选地，在旋转振动减振器中，至少一个弹簧元件此外可具有中间弹簧，其具有比内部弹簧的外直径更大的内直径和比外部弹簧的内直径更小的外直径。由此可利用结构上简单的措施并且在不必投入附加的结构空间的情况下实现用于具有三级的特性曲线的弹簧元件的前提。

即，可选地在这种旋转振动减振器中，可如此构造中间弹簧，以使得在超过另一级旋转角度之后才为变扭器的相关的级的特性曲线贡献扭矩份额。在此，另一级旋转角度可与上述级旋转角度不同。由此，在这种旋转振动减振器中，级旋转角度和另一级旋转角度例如可彼此相差至少20Nm。例如可行的是，利用结构上简单的措施并且结构空间有效地以至少三级递增的方式设计旋转振动减振器的第一级。

补充地或备选地，在旋转振动减振器中，第一和/或第二特性曲线可具有至少一个连续递增的区段，其包括至少一个转变点。由此可实现，减小或者甚至完全避免旋转振动减振器的减振性能或衰减性能的突变式变化，并且由此排除来自系统的冲击式的反馈，其必要时也可由旋转振动减振器产生。

在此，该区段也可包括整个特性曲线，从而其具有始终连续递增的走向。连续递增的区段具有随着旋转角度的静态增加而持续增加的扭矩斜率作为在相关区段中的旋转角度的函数。

补充地或备选地，在旋转振动减振器中，第一和/或第二复合弹簧元件可包括带有至少局部连续递增的特性曲线的至少一个弹簧元件。由此，必要时可利用结构上简单的措施，结构空间有效地实现旋转振动减振器的相关的级的相应的连续递增的特性曲线，其属于相关的至少一个弹簧元件。

由此，可选地，在旋转振动减振器中，至少一个弹簧元件包括带有至少一个第一和第二区段的弹簧，其中，在第一区段中的弹簧的金属线的直径与在第二区段中的弹簧的金属线的直径不同。补充地或备选地，在第一区段中的弹簧的金属线的缠绕距离也可与在第二区段中的弹簧的金属线的缠绕距离不同。由此，可利用相对简单的技术手段实现这种弹簧元件的连续递增的特性曲线。然而在此，弹簧元件可包括多个并联的、例如以嵌套到彼此中的方式布置的弹簧，如以上已经描述的那样。在第一区段中的弹簧的金属线的缠绕距离与在弹簧的第二区段中不同的情况中，例如可使得弹簧在其相应地被加载时压缩成块，即，弹簧的金属线的各个圈彼此贴靠。与此无关地，弹簧的区段中的每一个可包括一个圈或者也可包括多于一个圈，然而必要时也包括少于一个圈。那么，在最后的情况中，通过相应的极限值观察得到相应的尺寸、即例如直径或缠绕距离。由此，例如可根据斜率或金属线缠绕的角度导出缠绕距离。

补充地或备选地，在旋转振动减振器中，旋转振动减振器的第一级可构造成用于输出第一最大扭矩。旋转振动减振器的第二级在此也可构造成，用于输出第二最大扭矩，其中，第一最大扭矩可与第二最大扭矩不同。由此，必要时也可行的是，甚至在达到旋转振动减振器的加载极限时减小冲击式的加载。

即，可选地在这种旋转振动减振器中，第一和第二最大扭矩可相差在10Nm至20Nm之间的值。由此可行的是，一方面在到达止挡时也避免在冲击式的反馈方面的以上描述的补偿，然而不会不充分地不必要强地利用可能的且与结构相关的旋转角度。

在这种旋转振动减振器中，可选地，第二最大扭矩大于第一最大扭矩。由此，必要时也可行的是，第一级还保持有效，而旋转振动减振器的第二级已经在其止挡中。由此联结到中间质量或输出部处的组件由此可能从通过两个最大扭矩的区别引起的剩余减振能力中获得益处。

补充地或备选地，在这种旋转振动减振器中，旋转振动减振器的第一级的与第一最大扭矩相关联的第一最大旋转角度大于旋转振动减振器的第二级的与第二最大扭矩相关联的第二最大旋转角度。由此可实现，旋转振动减振器的第二级整体设计成更软，因为通过第一级至少已经预减弱了旋转振动。即，由此可实现，整体改善这种旋转振动减振器的有效功率和/或可靠性并且正面地影响上述折中。

补充地或备选地，旋转振动减振器此外可包括缓冲质量载体结构，其构造成，用于引导至少一个缓冲质量运动，从而至少一个缓冲质量可进行振动。在此，缓冲质量载体结构或者可与旋转振动减振器的输出部防止旋转地相连接或者可为旋转振动减振器的中间质量的一部分。换句话说，缓冲质量载体结构可与旋转振动减振器的输出部或在旋转振动减振器的两级之间的构件防止旋转地相连接。由此可实现，带有其至少一个缓冲质量的缓冲振动减振器至少通过旋转振动减振器的第一级、否则甚至通过旋转振动减振器的第一级和第二级被保护不受过载。由此可实现，因此改善在旋转振动减振器的有效功率和可靠性方面的上述折中。根据具体的设计方案，在此必要时可值得关注是，缓冲质量载体结构实施成中间质量的一部分，并且由此旋转振动减振器的第二级可从包括至少一个缓冲质量的缓冲振动减振器的减振能力中获得益处。在此，缓冲质量载体结构可选地可实施成独立的构件或者也可实施成另一构件的一部分。

例如可用于机动车的传动系的起动元件包括输入部和输出部以及如上述设计方案中的旋转振动减振器。在此，旋转振动减振器利用其输入部和输出部联结在起动元件的输入部和输出部之间。

可选地，起动元件此外可包括摩擦连接的离合器，其构造成，用于基本上中断或建立通过摩擦连接的离合器的扭矩流。在此，旋转振动减振器或者可联结在起动元件的输入部和摩擦连接的离合器之间，在摩擦连接的离合器和起动元件的输出部之间，或者旋转振动减振器的第一和第二级之间。例如摩擦配合的离合器可设计成中间质量的一部分。中间质量必要时可设计成两件式并且可设计成可通过摩擦连接的接触形成相互连接。

当两个对象摩擦连接地相互接触时出现摩擦连接的接触或者摩擦连接，从而在其之间产生垂直于其之间的接触面的相对运动的情况中产生这样的力，即，其实现力、旋转运动或扭矩的传递。在此，可存在转速差，即例如滑差。然而，除了这种摩擦连接的接触，摩擦连接的接触也包括在相关的对象之间的摩擦连接或传力连接，在其中基本上不出现相应的转速差或滑差。

补充地或备选地，起动元件可为变扭器，其中，起动元件包括涡轮轮，其或者与旋转振动减振器的输出部防止旋转地相连接或者是旋转振动减振器的中间质量的一部分。

用于机动车的传动系包括内燃机、变速器和联结在内燃机和变速器之间的起动元件，其中，传动系此外包括如以上已经描述的旋转振动减振器。在此，旋转振动减振器联结到内燃机和变速器的输出部之间。可选地在这种传动系中，旋转振动减振器也可为起动元件的一部分，从而起动元件为以上已经描述的起动元件。

补充地或备选地，各个构件可为或制成一体和/或一件。由此，可实现，简化各个组件的制造和/或装配。一件地构造的组件例如可为恰好由连续的材料件加工的组件。一体加工的、提供或制成的组件或结构或与至少另一组件或结构一起加工、提供或制成的组件或结构例如可为这样的，即，其在不破坏或损坏至少两个参与的组件中的一个的情况下不可与至少另一组件分离。一件式的构件或一件式的组件由此也表示至少一个与相关的构件或相关的组件的另一结构一起加工的或者一体的构件，或者一起加工的或一体的组件。

补充地或备选地，旋转振动减振器和/或其组件可旋转对称地设计，这例如可引起更好的功能性和/或更简单的制造性。例如覆盖板和/或容纳构件可为旋转对称的。组件例如可具有n次的旋转对称性，其中，n是大于或等于2的自然数。当相关的组件例如可绕旋转或对称轴线旋转(360°/n)并且在此基本上在形状方面过渡到自身当中时，即，在相应地旋转时在数学的思想中基本上复制自身时，出现n次的旋转对称性。与此不同地，在组件的完全旋转对称的设计方案中，在绕旋转或对称轴线绕任意角度任意旋转时，组件在形状方面基本上过渡到自身中，即，在数学思想中基本上复制自身。不仅n次旋转对称性而且完全的旋转对称性在此被称为旋转对称性。

两个组件的机械联结不仅包括直接的、也包括间接的联结，即，例如通过另一结构、另一对象或另一组件的联结。传力连接或摩擦连接通过静摩擦实现，材料连接通过分子或原子的相互作用和力实现，并且形状配合连接通过相关的连接副的几何连接实现。由此，静摩擦通常以在两个连接副之间的法向力分量为前提。

附图说明

下面参考附图描述和解释不同的示例。

图1示出了起动元件的示意性的方框图；

图2示出了传动系的示意性的方框图；

图3示出了以变扭器的形式的起动元件的横截面图；

图4A以在图3中示出的起动元件的旋转振动减振器的俯视图的形式示出了部分剖面图；

图4B示出了在图4A中示出的旋转振动减振器的弹簧元件的布置方案；

图5示出了旋转振动减振器的第一和第二级的特性曲线的第一示例；

图6示出了旋转振动减振器的第一和第二级的特性曲线的第一示例；

图7示出了旋转振动减振器的第一和第二级的特性曲线的第一示例；

图8A与图4A相似地以旋转振动减振器的俯视图的形式示出了部分剖面图；

图8B与图4B相似地示出了图8A中的旋转振动减振器的弹簧元件的布置方案的示意图；

图9以另一旋转振动减振器的俯视图的形式示出了部分剖面图；

图10以另一旋转振动减振器的俯视图的形式示出了部分剖面图；以及

图11示出了另一旋转振动减振器的示意性的非常简化的俯视图。

具体实施方式

在以下对附图的描述中，相同的附图标记表示相同或相似的组件。此外，将概括性的附图标记用于在实施例中或附图中多次出现的、然而在一个或多个特征方面共同描述的组件和对象。利用相同的或概括性的附图标记描述的组件或对象可实施成在单个、多个或所有特征方面(例如在尺寸方面)是相同的，然而如有必要也可实施成不同的，只要在描述中没有以其它方式明确说明或暗示。

在设备制造、机械制造和车辆制造的多个领域中存在的挑战是，将一个或多个旋转振动份额从旋转运动中分离，然而至少将其减弱。在根据往复活塞原理工作的驱动机械中，可由于方案和/或结构出现旋转运动的相应的旋转振动份额。示例包括导致冲击式的力施展的奥托发动机和柴油发动机，该力施展可导致相应的旋转不均匀性并且由此导致相应的旋转振动份额。

为了保持相应的旋转振动份额尽可能远离随后的组件，然而至少减小该旋转振动份额，例如可使用这样的旋转振动减振器，即，在其中，通过一个或多个弹簧元件实现扭矩的传递。在此，该一个或多个弹簧元件用于暂时地承受包含在旋转振动份额中的相对于旋转振动的平均能量的过量能量，其可在正确相位从弹簧元件中再次给出到旋转运动中。通过使用一个或多个相应的弹簧元件，由此可截获暂时出现的能量或扭矩过高并且再次将其在正确相位耦合到旋转运动中。

在针对具体应用对相应的旋转振动减振器进行调整或设计时，应注意部分不同的多个边界条件。因此，除了实际地减弱旋转振动或旋转不均匀性(DU)，其中也包括，轻易地实现或制造这种旋转振动减振器，其所需的结构空间和旋转振动减振器以及包括旋转振动减振器的系统的可靠性。例如旋转振动减振器应用在与双减振变扭器(ZDW)、即双行的或双级地实施的扭转振动减振器组合的带有转速适应性缓冲器(DAT)的变扭器的范围中。由此，可实现这样的振动退耦，即，在其中，例如至少减小通过内燃机感应的旋转不均匀性。也被称为缓冲振动减振器的转速适应性缓冲器在这种系统中常常或者附接在相关的弹簧组之间的中间质量上，或者在次级侧、即在第二弹簧组之后附接在旋转振动减振器的输出部处。

因此出于生态学的原因，目标和车辆制造商的努力在于，减小二氧化碳排放(CO₂-排放)并且同时尽可能地减小消耗，以例如节省成本。在发动机方面，这些目标例如通过减小排量以及减小内燃机和传动系的其它组件的转速速度实现。该措施也被称为减小尺寸和降低速度。

然而，这可导致，在这种传动系中的旋转不均匀性或旋转振动增加。因此，为了保持舒适性并且为了保持功能安全性，可值得推荐的是，实现这样的旋转不均匀性退耦系统、即例如旋转振动减振器，即，其实现了更好地减弱旋转振动。在此，存在的趋势是，尽管有以上所述的技术措施，还是需实现更小的剩余旋转不均匀性并且由此应对舒适性和/或使用寿命损失。

如下面描述的，旋转振动减振器的应用可改善例如变扭器或者另一起动元件例如在被视为特别苛刻的低转速范围中的退耦质量，从而在此如有可能也可实现用于降低起动转速的潜力。

图1示出了起动元件100的示意性方框图，起动元件100包括输入部110和输出部120。此外，起动元件100包括旋转振动减振器130，旋转振动减振器130又具有输入部140和输出部150，在此处示出的起动元件100中，输出部150同样为起动元件100的输出部120。旋转振动减振器130的输入部140在此设计成起动元件100的初级质量的第二部分，而起动元件的输入部110是初级质量的另一部分，其在图1中也被称为初级质量的“部分1”。起动元件100此外包括摩擦连接的离合器160，其联结在起动元件100的输入部110和旋转振动减振器130的输入部140之间。根据结构设计方案，离合器160可基本上用于中断通过离合器160的扭矩流，或者也用于建立相应的扭矩流。例如，如果涉及在未被加载的状态中闭合的(常闭)的摩擦连接的离合器160，则通过相应地操控离合器可中断通过离合器160的扭矩流。相反地，如果离合器160为这种在其初始状态中典型地打开的离合器，从而在该状态中不能通过离合器160进行扭矩传递(常开)，则通过相应地操控离合器160建立通过离合器160的扭矩流。在此，例如可基于在相应的摩擦面之间的摩擦连接的接触构造相应的离合器160。

例如在图1中示出的起动元件100更确切地说为变扭器170，除了离合器160，变扭器170实现通过泵/透平组件180的第二扭矩传递路径。因此，泵/透平组件180包括泵轮190，其防止旋转地与起动元件的输入部110相联结并且在运行期间建立液力流，该液力流可与泵/透平组件180的涡轮200相互作用。由此，可将扭矩从泵轮190传递到涡轮200上，其中，在此处示出的起动元件100的示例中，涡轮200与起动元件100和旋转振动减振器130的输出部120或输出部150防止旋转地相联结。

泵/透平组件180此外包括导轮210，其通过在图1中未示出的自由轮机构与例如以起动元件100的输出部120和/或旋转振动减振器130的输出部150的形式的支撑部220相联结。由此，导轮210可引起扭矩过高并且在此通过所述的自由轮机构支撑在支撑部220处。

由于起动元件100为变扭器170，离合器160也被称为用于泵/透平组件180的分接离合器。

旋转振动减振器130具有第一复合弹簧元件230，其在图1中也被称为C1并且布置在旋转振动减振器的输入部140和中间质量240之间，并且与这两者相联结。也被称为第一弹簧组或外部弹簧组的第一复合弹簧元件230在此形成旋转振动减振器130的第一级。相应地，旋转振动减振器130具有第二复合弹簧元件250，其布置在旋转振动减振器130的中间质量240和也被称为次级质量的输出部150之间。在此，第二复合弹簧元件250相应地联结在旋转振动减振器130的中间质量240和输出部150之间，并且在此形成旋转振动减振器130的第二级。

不仅第一复合弹簧元件230而且第二复合弹簧元件250在此示意性地作为两个弹簧的串联示出，以表明，不仅旋转振动减振器130的第一级而且第二级分别具有带有至少一个转变点的递增的特性曲线。即使在实际的实现方案中代替串联也常常补充地或备选地使用弹簧的并联，完全也可借助于弹簧的串联实现相应的递增的特性曲线。在此，旋转振动减振器130的第一级、即第一复合弹簧元件230在图1中也通过C1表示，第二级或第二复合弹簧元件250通过C2表示。在此，C表示旋转振动减振器130的相关的级的刚度，即，作为旋转角度的函数的特性曲线的斜率或变化或导数。在此，特性曲线例如给出在静态地旋转一个确定的旋转角度时由相应的级提供的扭矩M，其中，旋转角度分别涉及旋转振动减振器130的未被加载的平衡状态或基础状态，在该状态中，由旋转振动减振器的相应的级提供为零的扭矩(0Nm)。即，刚度C在数学思想中是使特性曲线对旋转角度求导

此外，旋转振动减振器130具有至少一个缓冲质量260，其在此处示出的起动元件中与中间质量240相联结并且被称为DAT(转速适应性缓冲器)。在驱动元件110或旋转振动减振器130的其它示例中，至少一个缓冲质量260例如也可与旋转振动减振器130的输出部150、即次级质量相联结。如在随后的进程中还将示出的那样，至少一个缓冲质量260可如此通过缓冲质量载体结构可动地被引导，使得至少一个缓冲质量260能够根据旋转运动进行相应的振动以由此减弱旋转运动的振动份额。因此，根据具体的设计方案，缓冲质量载体结构可为中间质量240的一部分，然而其也可防止旋转地与输出部150相连接，并且由此形成次级质量的一部分。在此，缓冲质量载体结构可实施成独立的构件，然而也可实施成另一构件的一部分。

起动元件100的输入部110例如可与内燃机相联结，而输出部150例如可与在图1中未示出的变速器的变速器输入轴防止旋转地相连接。由此，可实现，在机动车停止状态时内燃机也可继续运行，在停止状态中，变速器输入轴典型地同样静止。在这种情况中，通过离合器160的扭矩流可通过其相应的打开中断，而由于在泵轮190和涡轮200之间没有刚性的或防止旋转的连接，在起动元件100的输入部110旋转时也实现变速器输入轴的静止。

旋转振动减振器130的第一级的第一特性曲线由于其递增的设计方案具有至少一个转变点。相应地，旋转振动减振器130的第二级的第二特性曲线由于其递增的设计方案也具有至少一个相应的转变点。第一特性曲线和第二特性曲线的转变点在此在扭矩方面彼此间隔开。根据具体的设计方案，在此旋转振动减振器130例如可如此设计，使得转变点在扭矩方面具有至少20Nm的距离。第一和第二特性曲线的相邻的转变点在此不仅可彼此具有最高100Nm的距离，而且在不同的特性曲线之间例如可具有最高100Nm的距离。通过相应的设计方案，现在刚好可实现，与缓冲振动减振器及其至少一个缓冲质量260共同作用地实现旋转振动减振器的两个级的总特性曲线，从而可如此程度地改善旋转不均匀性或旋转振动的退耦质量，即，必要时在较低转速时也已经开始起动。

图1示出了例如可联接在内燃机和变速器之间的相应的减振缓冲系统的动力图。为了更详细地说明，图2示出了包括内燃机280以及变速器290的传动系270的示意性的方框图。由此，在内燃机和变速器290之间例如可联结起动元件100，其例如已经结合图1进行了描述。该起动元件可包括联结在内燃机280和变速器290的输出部之间的旋转振动减振器130。当例如旋转振动减振器130实施成变速器290的一部分时，在其它示例中，代替具有这种旋转振动减振器130的起动元件100，也可集成传统的起动元件100。变速器290例如可实现成具有多个固定的转速传动比的多级变速器，然而也可实现成无级变速器或其组合。在多级变速器或相应的部分变速器的情况中，其例如可基于行星齿轮组实现，然而也可基于圆柱齿轮变速器实现。

内燃机例如可为往复活塞内燃机，即，例如为奥托发动机或柴油发动机。但是，也可使用其它内燃机。同样，内燃机280可包括电动机的附加组件，以例如形成混合动力驱动设备。相应的混合动力模块例如可完全地或部分地实施成内燃机280、起动元件100或者变速器290的一部分。

图1已经示出了具有在中间质量240上的转速适应性缓冲器的变扭器170的动力图，现在借助于图3、4A和4B描述相应的起动元件100的更准确的结构设计方案。在此，旋转振动减振器130的也被称为扭转减振特性曲线的特性曲线的多级性通过带有不同的折点力矩、即不同的转变点的第一和第二复合弹簧元件230、250的二级性实现。为了在弹簧元件中存在可承受的应力的情况下使可利用相应的弹簧元件传递的力矩增加，例如在此利用外弹簧和内弹簧工作，其中，内弹簧具有较小的直径，以便其可被插入外弹簧中。这些弹簧共同形成弹簧元件，其也可被称为成套弹簧。然而，弹簧元件也可包括仅仅唯一的弹簧。另一方面，也可行的是，将更小的第三弹簧插入内弹簧中，从而这一“内弹簧”表示布置在外部弹簧和内部弹簧之间的中间弹簧。

在此，可通过以下方式产生二级性，即，使用较短的内弹簧，因为其在预测的或设想的也被称为折点力矩的极限力矩时才贴靠，并且由此在弹簧元件继续旋转时才是有效的，并且通过各单个弹簧的并联提高相关的级的弹簧刚度。图3在此示出了相应的起动元件的横截面图，而图4A示出了相应的旋转振动减振器的俯视图，并且图4B示出了弹簧元件的示意性的布置方案。

图3示出了以变扭器170的形式的起动元件100的横截面图，以详细解释这种具有次级侧的转速适应性缓冲器的变扭器170的基础结构。在此，起动元件100具有罩壳300，其与用于使起动元件100机械地联结到在图3中未示出的内燃机280处的柔性板305防止旋转地相连接。柔性板305也被称为挠性板并且在此处示出的设计方案中例如具有多个沿着周向分布的、用于机械连接的孔310。

更确切地说，罩壳300具有也被称为盖部的第一外壳320，其通过焊接部330与第二外壳340相连接。通过焊接部330，两个外壳320、340形成流体技术上密封的腔，旋转振动减振器130布置在该腔的内部。同样，在该内腔中布置有也被称为变扭器跨接离合器(WK)的离合器160。其具有多个外膜片350，外膜片350通过相应的齿部结构与第一外壳320接合，以由此将旋转运动从罩壳300的第一外壳320传递到外膜片350上。罩壳300或其第一外壳320由此形成外膜片架(ALT)355，外膜片350与该外膜片架处于接合中。此外，离合器160具有布置在外膜片之间的内膜片360，内膜片360例如可具有摩擦衬面，以与外膜片350形成摩擦连接的接触。在此，内膜片360同样通过相应的齿部与内膜片架(ILT)370处于接合中。

活塞380在此可沿着轴线390移动，以使得内膜片360和外膜片350沿着轴线390移动并且由此形成摩擦接合。活塞380在此通过密封部400相对于罩壳300的另一内腔密封。由此在第一外壳320和活塞380之间形成的活塞腔可通过相应的流入孔被供给压力，以由此在离合器160的具体设计方案中建立或消除摩擦接合。由此，离合器160此外具有弹簧元件410，其与第一外壳320铆接在一起并且通过另一密封部420密封。

在旋转振动减振器130的此处示出的设计方案中内膜片架370与中央盘430相连接，以由此将通过内膜片架370耦合的扭矩或通过内膜片架370耦合的旋转运动耦合到旋转振动减振器130中。内膜片架370由此可被视为旋转振动减振器130的输入部140。现在，中央盘430与第一复合弹簧元件230贴靠在一起，其中，相应的弹簧元件形成旋转振动减振器130的第一级的刚度。第一复合弹簧元件230的弹簧元件与两个覆盖板440贴靠在一起，通过覆盖板440将旋转运动从第一复合弹簧元件230传递到旋转振动减振器130的第二级上。覆盖板440在此防止旋转地相互连接并且如此成型，使得其不仅用作用于第一复合弹簧元件230的弹簧元件的操控或控制板，而且同样形成用于第一复合弹簧元件230的弹簧元件的弹簧通道，第一复合弹簧元件的弹簧元件可根据需要在径向外部和在径向内部靠到该弹簧通道上。

此外，覆盖板440同样用作用于沿径向更靠内部布置的第二复合弹簧元件250的弹簧元件的操控构件。第二复合弹簧元件250的弹簧元件在此形成旋转振动减振器130的第二级并且与轮毂盘450贴靠，以使得承受通过第二复合弹簧元件250传递的旋转运动。第二复合弹簧元件250的弹簧元件由此形成旋转振动减振器130的第二级，其也被称为第二刚度C2。

轮毂盘450通过铆接部460与也被称为扭转减振轮毂的从动轮毂470防止旋转地相连接。从动轮毂470具有内齿部，在图3中未示出的变速器输入轴及其相应地成型的外齿部可通过该内齿部将旋转运动引入同样在图3中未示出的变速器中。

如还将结合图4A和4B详细描述的那样，在此不仅第一复合弹簧元件230的弹簧元件而且第二复合弹簧元件250的弹簧元设计成，其分别具有外部弹簧480和内部弹簧490。然而，在第一复合弹簧元件230之内的或在第二复合弹簧元件250之内的弹簧元件也不是必须设计成相同的，这例如还将结合图4A和4B详细描述。在图3中示出的截面中，该截面在第一复合弹簧元件230的区域中刚好不仅与内部弹簧490而且与外部弹簧480相交，而在根据图3的运行情况中，该截面在第二复合弹簧元件250的区域中的位置刚好仅仅与外部弹簧490相交。如以下还将结合图4A和4B解释的那样，复合弹簧元件230、250的弹簧元件例如可包括比外部弹簧更短的内部弹簧。然而，也可实现这样的弹簧元件，即，在其中，不仅内部弹簧490而且外部弹簧480基本上同样长。

如已经结合图1解释的那样，起动元件100由于其作为变扭器170的设计方案同样具有泵/透平组件180。第二外壳340在此同样用作泵轮190，其也简单地被称为泵。由此，多个泵叶片500与泵轮190相连接，多个泵叶片由于罩壳300的旋转运动引起朝向透平或者说涡轮200方向的流体流。由此，涡轮200也具有多个沿着周向分布的涡轮叶片510，其自身将由泵轮190引起的流体流转换成旋转运动。在此，也再次通过导轮210封闭通过泵轮190引起的流体流的循环。

为了将通过泵/透平组件180传递的扭矩联结到例如可形成旋转振动减振器的输出部150的从动轮毂470上，涡轮200同样通过铆接部460与从动轮毂470防止旋转地相连接。然而，在其它设计方案中，涡轮200也可与旋转振动减振器130的中间质量240的一部分相连接。

在此处示出的示例中，中间质量240例如包括旋转振动减振器130的轨迹板440以及用作缓冲质量载体结构420的轨迹板530，该轨迹板同样通过铆接部540与覆盖板440并且由此与中间质量240防止旋转地相连接。在此，轨迹板530用于引导缓冲质量260运动，该缓冲质量例如通过滚动体可动地在缓冲质量载体结构520处被引导，从而缓冲质量260可进行振动以减弱旋转运动的振动份额。在此处示出的相应的转速适应性缓冲器的示例中，缓冲质量260设计成多件式的并且由此在此分别包括三个沿着轴线390的多个、在该情况中三个单个缓冲质量550。

在此处示出的旋转振动减振器130的示例中，也被称为离心配重的缓冲质量260通过两个沿着轴线390间隔开的、共同形成缓冲质量载体结构520的轨迹板被引导。在其它实施例中也可行的是，在单个轨迹板530的两侧或者单个缓冲质量载体结构520的两侧引导缓冲质量260。在此处示出的示例中，旋转振动减振器130此外具有多个缓冲质量260。在其它设计方案中，如有必要在此也可提高或减小缓冲质量的数量。由此必要时也可实现，代替在此沿着周向布置的多个缓冲质量260，仅仅使用唯一的缓冲质量260。

如以上已经简要指出的那样，中间质量240在此同样包括以轨迹板530的形式的缓冲质量载体结构520，因为轨迹板530通过铆接部540与覆盖板440防止旋转地相连接。铆接部540在此此外也用于使各个轨迹板440沿着轴线间隔开。

在其它设计方案中，缓冲质量载体520、即例如轨迹板530也可直接与从动轮毂470、即旋转振动减振器130的输出部150相连接。同样，代替铆接连接部460，涡轮200也可利用铆接连接部540与中间质量防止旋转地相连接。在这种情况中，旋转振动减振器130的第二级以及如有必要具有其至少一个缓冲质量260的转速适应性缓冲器同样也可根据其联结方案考虑用于减弱通过泵/透平组件180传递的旋转不均匀性或旋转振动。

图4A示出了图3中的旋转振动减振器130的俯视图，其中，由于观察方向，缓冲质量260被覆盖板440覆盖。更确切地说，图4A的图示为部分剖面图，其例如示出了具有其松弛的内弹簧的弹簧组件。

即，图4A的部分剖面图同样示出了在旋转振动减振器130之内从其输入部140、即内膜片架370到其以从动轮毂470的形式的输出部450的扭矩流。从输入部140、即内膜片架370开始，首先通过铆接部560将旋转运动传递到中央盘430上。中央盘430具有多个沿着周向布置的操控区段570，其在此处示出的旋转振动减振器的示例中自身分别与弹簧支座580接触。弹簧支座580在此与旋转振动减振器130的第一级、即第一复合弹簧元件230的弹簧元件的外部弹簧480接触。第一复合弹簧元件230的弹簧元件此外同样具有内部弹簧490，其中，在此可使用不同长度的内部弹簧490、490'。如在图4A中上方示出的内部弹簧490具有例如沿着周缘与相应的外部弹簧480基本上相同的长度。相应地，弹簧支座580也如此成型，使得其始终不仅与外部弹簧480而且与内部弹簧490接触。弹簧支座580在此不仅相对于内部弹簧490而且相对于外部弹簧480具有径向间隙。

与此不同地，虽然外部弹簧480如其例如在图4A中在右上方示出的那样与以上使用的外部弹簧480相同，然而内部弹簧490'与以上的内部弹簧490在其长度方面不同。相应地，内部弹簧490'也在更晚的时刻、即在超过级旋转角度之后才与相应的弹簧支座580'接触。与弹簧支座580不同地，弹簧支座580'在此处示出的示例中具有不同的、基本上垂直于周向取向的面，以与相关的弹簧480、490'接触。但是，在此弹簧支座580'不仅相对于外部弹簧480而且相对于内部弹簧490'具有径向间隙。

通过覆盖板440，将扭矩从第一复合弹簧元件230传递到第二复合弹簧元件250。之后，通过轮毂盘450和相应的铆接部460将通过第二复合弹簧元件250传递的扭矩传递到从动轮毂470，即，旋转振动减振器130的输出部150上。

但是，在此也在第二复合弹簧元件250中使用不同的弹簧元件。在此，虽然用于第二复合弹簧元件250的所有弹簧元件的外部弹簧480'是相同的，然而使用两个不同长度的内部弹簧490”和490”'。上方示出的内部弹簧490”在此具有与相应的外部弹簧480'相同的长度。与此不同地，例如右下示出的较短的内部弹簧490”'具有沿着周向比第二复合弹簧元件250的相应的外部弹簧480'更短的延伸。通过在第一和第二复合弹簧元件230、250的弹簧元件的区域中相应地使用短的和长的内部弹簧490，由此可实现旋转振动减振器130的相关级的递增的特性曲线，其中，相应的转变点彼此间隔开，转变点为在相应的旋转角度时相关特性曲线的折点部位。

图4B再次总结了相关的复合弹簧元件230、250的内部和外部弹簧480、490的布置方案。在此，大写字母A和D分别表示第一和第二复合弹簧元件230、250的外部弹簧480或480'。在此，字母B表示第一复合弹簧元件230的长的内部弹簧490，而字母C表示外部的第一复合弹簧元件230的短的内部弹簧490'。相应地，字母E表示第二复合弹簧元件250的长的内部弹簧490”，而字母F表示第二复合弹簧元件的短的内部弹簧490”'。即，在图3、4A和4B中示出的旋转振动减振器130中，第一复合弹簧元件的弹簧元件相应于顺序A/B-A/C-A/B-A/B-A/C布置。由此，在此处示出的旋转振动减振器130的示例中，第一复合弹簧元件包括五个沿着周向等距地布置的弹簧元件。第二复合弹簧元件250也包括五个等距地布置的弹簧元件，然而其在布置方案上稍微与刚刚描述的方案不同。即，其根据顺序D/E-D/E-D/F-D/F-D/E布置。在此，第一复合弹簧元件230的弹簧元件和第二复合弹簧元件250的弹簧元件刚好如此布置，使得沿着径向向外伸延的线，在第一复合弹簧元件230的弹簧元件所位于的部位处也布置第二复合弹簧元件250的相应的弹簧元件，并且反之亦然。换句话说，两个复合弹簧元件230、250在此处示出的旋转振动减振器130中不是彼此错位地布置。在此，至少在此处示出的示例中，两个复合弹簧元件230/250的弹簧元件也刚好如此布置，即，两个复合弹簧元件230/250的首先提到的弹簧元件沿着共同的径向方向布置，其第二提到的弹簧元件相应地布置等。

复合弹簧元件230、250由此形成外部和内部弹簧组，其中，相应的弹簧组的弹簧元件在此分别设计成具有外部弹簧和内部弹簧的成套弹簧。然而，在其它示例中，也可实现其它布置方案，即，例如代替成套弹簧，可使单个的弹簧形成弹簧元件，或者多于两个弹簧形成相应的成套弹簧或弹簧元件。

在旋转振动减振器130的工作原理方面，并且在此特别是在转速适应性缓冲器的功能方面，其为萨拉辛(Sarazin)缓冲器。这种缓冲器可很难单独作为扭转振动退耦系统使用在起动元件100的范围中，特别是变扭器170的范围中，因为通过发动机引入系统中的旋转振动对于缓冲器来说常常过大。相反地，如果缓冲器设计成其具有足够高的退耦能力，其可能既不能在经济上也不能在生态上合理地应用，从而以预退耦系统的形式的、例如在使用弹簧组的情况下的预退耦始终是值得推荐的。例如，在例如500Nm和更高的较高的发动机力矩时，也可出现以一半的气缸数量阶的例如1100Nm和更高的大的交变力矩。在当今的乘用车中例如规定的结构空间中，在这种高的交变力矩下几乎不能实现利用仅仅唯一的弹簧组、即唯一的复合弹簧元件和缓冲器充分地使由此出现的旋转不均匀性退耦。因此，刚好在用于更强的内燃机的旋转振动减振器130中，除了缓冲器还使用两个复合弹簧元件(弹簧组)是值得推荐的。

缓冲器由于其基本的物理设计方案，在转速增加时引起增加的扭矩。这例如可提供另一用于使用预退耦系统的原因，因为最终作为结论这同样意味着，缓冲器对于较低的转速(在其中根据系统存在出现旋转不均匀性的更大可能性)施加更低的缓冲力矩。那么，在该转速范围中可值得推荐的是，如此设计预退耦系统，即复合弹簧元件或相应的扭转减振器，使得其带来更大份额的旋转不均匀性退耦。

例如，当系统在超临界的范围中以尽可能远离固有频率的方式运行时，可带来良好的退耦。这意味着，或者出于生态学和经济性原因评价为更重要的标准应非常高，或者刚度应尽可能小。在设计参数方面的另一限制在于，仅仅受限的摆动或振动角度可供使用，因为典型地，为了通过相应构件(例如板)的扭矩引入、通过弹簧元件的扭矩传递以及通过相应另一构件(例如板)的扭矩引出，仅仅360可供旋转使用。这意味着，在弹簧组的弹簧刚度更低时，即，例如在约C＝12Nm/°的值时，旋转振动减振器130在额定力矩的预定份额时达到其机械的末端止挡。这也被称为部分负载设计。

作为其备选，使用弹簧组的二级的或多级的递增的特性曲线。旋转振动减振器130的一个设计方案是使用两个二级或多级的弹簧组以及在弹簧组之间安装缓冲器。

如在这种情况中描述的那样，通过短的内弹簧490实现这种二级性。由此，在低的扭矩范围中并且由此根据发动机特性曲线也在低的转速范围中，可相对好地使产生的旋转不均匀性退耦。尽管如此，可通过弹簧元件传递全部发动机扭矩，而不出现硬的机械冲击，该机械冲击每次可导致冲击负载并且由此导致整个系统的冲击激励。

在二级的弹簧特性曲线中，基本上有四个参数。其中包括冲击力矩、冲击角度、折点力矩以及折点角度。在此，不能自由选择冲击力矩，因为在可靠地设计和布置这种旋转振动减振器的情况中，应以预定的安全性传递全部发动机力矩。冲击角度常常与结构相关，从而作为自由参数仅仅剩下折点力矩和折点角度。因此，这种特性曲线的第一段或第一部分区段可设计成比没有二级性的相应弹簧钢性更软。在相关的特性曲线的第二段或第二部分区域中，其可刚好相反地表现。二级性的折点力矩在此可如此设计，使得缓冲器从发动机的全负载特性曲线中的与该力矩相关联的转速开始可反馈足够高的缓冲力矩，使得剩余旋转不均匀性足够小，相关联的转速例如为在1100至1500转每分钟的范围中、例如在1100至1400转每分钟的范围中的转速。

在此，在确定的转速n1以及在转速n1时从发动机曲线中得到的力矩时，折点力矩由第一级的刚度比率(C-比率)和旋转振动减振器130的初级质量或输入部140的振动角度的乘积总和计算出来。

那么，剩下的点是折点角度。其确定弹簧级的硬或软的程度。原则上，该观点可代表着，第一级应尽可能软，以保证最优的退耦。但是，已表明，第二级的刚度与第一级的刚度相比不应超过在1.6至7的范围中的系数C_1.2/C_1.1。

由此，折点力矩典型地表示在典型的行驶范围中的中间值，从而常常经过该折点力矩。如果上述系数C_1.2/C_1.1过高，在每次经过该点时可给出传动系的冲击式的激励，由此，甚至可激励其它振动阶。附加地，由于在此第二级的高的刚度，这意味着，对于该弹簧组还存在小的剩余角度。由于以上已经描述的发动机的高的交变扭矩，那么旋转振动减振器可能会在其机械的末端止挡中振动。该效应从一定的振幅开始可对退耦性能有不利作用并且由此对整个系统的剩余旋转不均匀性有不利作用。

相同地同样涉及第二弹簧组，即旋转振动减振器130的第二级以及由此第二复合弹簧元件250。附加地，就此而言应注意的是，并且尤其旋转振动减振器130所基于的是，折点或转变点设计在相同的力矩上。其应彼此间隔开并且例如具有ΔM_Knick＝20-100Nm的差。否则，可导致旋转振动减振器的整个系统的级阶跃又过大。折点力矩的差由此用于柔和的过渡。

在弹簧组、即旋转振动减振器130的级和相应的复合弹簧元件230、250的冲击力矩e方面，必要时可值得推荐的是，不是准确地设计成相同的力矩。即，例如可值得推荐的是，第二复合弹簧元件250、即旋转振动减振器130的第二级设计成小于旋转振动减振器130的第一级(第一复合弹簧元件230)的冲击力矩。在扭矩方面的差ΔM_Anschlag例如可在10至20Nm的范围中。

用于在折点的区域中产生柔和的过渡的另一可能性是，旋转振动减振器的至少一个级设计成三级的或甚至多级的。即，例如旋转振动减振器的两个级可设计成三级的，然而其中，如有必要可令人感兴趣的是，特别是旋转振动减振器130的第一级相应地设计成三级的。这例如可通过另一更短的内弹簧实现，代替例如在图4A和4B中示出的长的内弹簧490或C，可应用该内弹簧。然而，在此也再次应遵循上述措施。即，如有可能可值得推荐的是，例如在第二和第三级之间同样实现在扭矩方面的从20至100Nm的差ΔM_Knick。由此也可行的是，产生到下一级中更柔和的过渡。在此，否则也可导致，在此整体系统的级阶跃过大。

在随后示出的图5、6和7中，描述了三种不同的用于设计不同的旋转振动减振器130的可能性。这三个示例仅仅表示基础变型方案，其自身可在其它旋转振动减振器130中相应地匹配。

即，图5示出了两个特性曲线600-1、600-2，其中，特性曲线600-1设计成三级递增的，而特性曲线600-2是二级递增的。特性曲线600-2具有第一部分区段610-1，第二部分区段610-2直接在转变点620处联接到第一部分区段610-1处。在两个部分区段610之内，特性曲线600-2在此分别具有恒定的斜率，其在转变点620处跳跃式地变化。即，即使特性曲线600-2的导数具有不同的值，在第一部分区段610-1和第二部分区段610-2中特性曲线600-2的导数分别是恒定的。然而，在转变点620处，导数具有在数学思想中的不连续性，在其中，斜率跳跃式地变化。

在原理上，同样适用于特性曲线600-1。其也具有多个部分区段610'-1、610'-2和610'-3，其直接彼此联接，其中，相关的部分区段610'分别到达转变点620'-1或620'-2。在此，由此第一特性曲线和第二特性曲线600-1、600-2总共具有三个转变点620，其中，特性曲线600-2的转变点620、即旋转振动减振器130的该级的相应的折点位于旋转振动减振器130的另一级的转变点620'之间。在此，转变点620也沿着扭矩轴线彼此间隔开，其中，距离例如为至少20Nm并且两个相邻的转变点的距离与其属于特性曲线600中的哪一个无关地例如可具有100Nm的最大距离。然而，两个边界条件仅仅表示可完全彼此无关地实现的示例。

此外，图5示出，旋转振动减振器130的两个级的最大扭矩630可彼此不同。其例如可相差在10Nm至20Nm之间的值。

图6示出了具有两个特性曲线600-1、600-2的另一图表，其与在图5中示出的图表不同点主要在于，即，现在特性曲线600-2的转变点620在扭矩和旋转角度方面位于较小的值中、确切地说在特性曲线600-1的相应的转变点620'-1、620'-2之下。即，特性曲线600-2的折点位于特性曲线600-1的两个折点620'-1、620'-2之下。

图7示出了另一图表，其与图5和6中的图表相似，并且同样示出了两个特征曲线600-1、600-2。在此，特性曲线600-1也设计成三级的，而特性曲线600-2设计成二级的。在图7中示出的情况与以上示出的情况的主要不同点是，现在转变点620不仅在扭矩方面而且在旋转角度方面位于特性曲线600-1的转变点620'-1、620'-2之上。换句话说，在此特性曲线600-2的折点620位于特性曲线600-1的两个折点620'-1、620'-2之上。

产生特性曲线600的相应的递增的设计方案、即例如其二级性的另一可能性在于，使用递增地缠绕的弹簧。例如，弹簧所用的金属线的直径可以沿着相关的弹簧的长度不同，然而也可使用具有变化的缠绕距离的弹簧。由此，在此也再次可得到用于连续的递增性的和部分的递增性的两个可能性。由此，在连续的递增性的情况中，刚度例如连续地增加。这可引起，不存在级突变并且由此整个系统不“在一个级处振动”。在部分地设计的递增性时，相关的弹簧的各个区段或弹簧元件可递增地设计。在此，可得到与在具有短的内弹簧的二级的或多级的特性曲线中相似的走向。然而可发生的是，相关的特性曲线在转变点的区域中是倒圆的。这是因为，弹簧的两个部分被同时加载并且由此产生弹簧的两个部分的串联。

根据为了哪种变速器或内燃机类型设置旋转振动减振器130，相关的弹簧组的刚度的极限商例如可与至今描述的值不同。根据具体的设计方案，在此可借助于模拟或试验获得数据。

例如在图5、6和7中示出的特性曲线例如可借助于在释放相关的旋转振动减振器并且扭矩被耦合到相关构件中之后的简单的扭矩测量获得。由此，特性曲线虽然可能无法直接在视觉上看到，然而可借助于用于确定扭转减振器特性曲线以及必要时用于测量在车辆中的旋转不均匀性的简单方法或借助相应的试验台获得。也可无问题地在视觉上获得结构特征，即，例如旋转振动减振器的二级设计方案和至少一个缓冲质量260的实现方案。图8A和8B再次示出了另一旋转振动减振器130的部分剖面图，以及第一和第二复合弹簧230、250的相应的示意图。在此，在图8A和8B中也示出了分别具有两级的第一和第二弹簧元件230、250的多级的旋转振动减振器。

图8A再次示出了退耦系统，在其中，示出了具有二级的第一复合弹簧元件230和二级的第二复合弹簧元件250的旋转振动减振器。在该设计方案中，旋转振动减振器的相应的级的转变点620或折点又故意地不彼此重叠，如已经结合图5至7解释的那样。在此，也可再次实现相应的旋转振动减振器，在其中，旋转振动减振器130的两个级中的至少一个实施成比仅仅二级更高的多级的。

在此，由此在第一复合弹簧元件的范围中也实现了同样长的外部弹簧480(在图8B中A)。然而，再次实现了不同长的内部弹簧490。即，例如在图8A中上方使用长的内部弹簧490(在图8B中的B)，而例如右上方使用短的内部弹簧490'。相应地，在此也再次实现了弹簧支座580、580'，其已经结合图4A进行了解释。特别是，在此弹簧支座580、580A相对于相应的内部和外部弹簧480、490分别具有径向间隙。

在第二复合弹簧元件、即内部弹簧组方面，在此相应的弹簧元件也再次具有同样长的外部弹簧480'(在图8B中D)。同样，例如在图8A中上方再次使用长的内部弹簧490”(在图8B中E)，而在图8A中右下使用短的内部弹簧490”'(在图8B中F)。

由此，第一复合弹簧元件230的弹簧元件具有配置方案A/B-A/C-A/B-A/B-A/C。第二复合弹簧元件250的弹簧元件相应地具有配置方案D/E-D/E-D/F-D/E-D/F。在此，两个复合弹簧元件230、250的弹簧元件也再次没有错位，即彼此对准地布置，其中，第一、第二、第三、第四和第五弹簧元件如以上给出的那样分别布置在从在图8A中未示出的轴线390开始的径向线上。

图9以部分正视图的形式示出了旋转振动减振器130的另一设计方案，其例如已经在图4A和8A中示出。在图9中示出的设计方案与在图8A中示出的设计方案的主要不同为在第一复合弹簧元件230的弹簧元件的范围中使用递增弹簧。即，图9示出了具有在第一复合弹簧元件230的弹簧元件的范围中递增的弹簧的旋转振动减振器，这些弹簧径向地布置在外部并且形成旋转振动减振器130的第一级。在此，在第一复合弹簧元件230的范围中为所有弹簧元件分别使用相同的内部弹簧490和外部弹簧480，这两者在相应的弹簧480、490中的缠绕距离方面不同地设计。由此，在相应地旋转时第一复合弹簧元件230的外部和内部弹簧480、490的各个区段接触并且由此压缩成块。由此，可实现相关的弹簧480、490的各个区段的相应跨接，从而实现弹簧元件的相应的特性曲线的以上描述的递增性。由于第一复合弹簧元件的内部和外部弹簧490、480的相同设计方案，在此也使用相同的弹簧支座580，其再次沿着径向方向相对于两个弹簧480、490具有间隙。

在第二复合弹簧元件250的弹簧元件方面，该配置方案与结合图8A和8B描述的配置方案没有不同。

由此，图9示出了旋转振动减振器130，在其中，通过使用递增的弹簧实现连续递增的走向。即使在此在该示例中仅仅相应地设计外部弹簧组、即第一复合弹簧元件230的弹簧元件，第二复合弹簧元件250的弹簧元件的弹簧也可相应地实现。

由此，也可实现例如具有在外部弹簧组、即第一复合弹簧元件230的区域中递增的内部弹簧、确切地说仅仅递增的内部弹簧490的旋转振动减振器。在另一未在图中示出的设计方案中，例如也可仅仅通过相应弹簧组、确切地说相应的复合弹簧230、250的弹簧类型引起递增性。即，例如仅仅相应的外弹簧或者仅仅内弹簧可设计成连续递增。在此，必要时可值得推荐的是，选择这样的变型方案，即，在其中内弹簧设计成递增的，并且外弹簧设计成线性的。这例如可实现，外弹簧传递更高的力矩并且由此成为旋转振动减振器的相应的级的主弹簧。与此不同地，相应地递增地设计的内弹簧仅仅考虑用于传递递增的走向。然而，外弹簧也可相应地递增地设计，而内弹簧是线性的。由此，例如仅仅可实现，如此设计外弹簧的尺寸，使得其虽然具有递增的特性曲线，然而传递力或力矩的大部分。

图10示出了另一旋转振动减振器130的例如已经在图4A、8A和9中示出的部分横截面图，在该旋转振动减振器中，旋转振动减振器的第二级、即第二复合弹簧元件250相应于在图9或8A和8B中的方案设计。但是，在此，第一复合弹簧元件230的弹簧元件再次实施成相同的，然而其中，其虽然每次都设计成同样长，然而这次外部弹簧480是长的弹簧，而内部弹簧490是较短的弹簧。相应地，在此也再次如此设计弹簧支座580，即，其根据较短的内部弹簧490来设计，其中，在此在弹簧支座580和相应的外部和内部弹簧480、490之间再次存在径向间隙。然而在图10中示出的设计方案与以上描述的旋转振动减振器的区别在于，在此弹簧仅仅部分地递增地设计。各有一个或多个弹簧设计成在第一个1°至3°上递增，以由此使级突变缓和。在上述1°至3°之后力矩增加时，递增的弹簧圈靠到下一个弹簧圈上，即，压缩成块。其由此被切断并且仅仅相关的弹簧的剩余的线性部分还处于力接合。图10示出了具有短的内弹簧490的旋转振动减振器，其部分地设计成递增的。

然而，也可设置其它实现方案，在其中，例如第一复合弹簧元件230的多级性通过递增地缠绕的弹簧实现。由此，可能不再提到折点力矩，而是相反地提到转变点，如以上已经解释的那样。通过相应的弹簧圈距离，在力矩增大时紧密缠绕的弹簧圈可彼此贴靠，从而一个弹簧圈一个弹簧圈地切断其作用并且由此可实现几乎连续的递增性。由此，转变点改变成宽的转变区域或折点力矩区域。由此，代替在外部弹簧组、即第一复合弹簧元件或旋转振动减振器的第一级的弹簧元件的范围中的成套弹簧，例如使用递增地缠绕的弹簧480作为弹簧元件。

图11示出了另一旋转振动减振器130的示意性的非常简化的图示，在其中，取消了旋转振动减振器的以上描述的五分结构并且代替地给出四分结构。在图11中，与至此的图示相反地，由此仅仅示出没有转速适应性缓冲器、应用、止挡和其它组件的简化模型。然而，这并不意味着未设置转速适应性缓冲器或缓冲质量260。除了实现四重的并联而不是至此再次预弯曲的相关的弹簧元件的至此示出的五重并联，在此不仅为第一复合弹簧元件230而且为第二复合弹簧元件250分别使用具有最大长度的弹簧作为外部弹簧480、480'，而两个复合弹簧元件230、250的内部弹簧490、490'是短的弹簧。

在此，相应地也可通过相应地设计弹簧480、490再次实现旋转振动减振器130的两个级的特性曲线的递增的设计方案，其中，转变点再次彼此间隔开。

在此，弹簧元件的弹簧480、490设计成弯曲的弹簧，然而，在其它实现方案中也可转换成直的弹簧。同样，可拉出弹簧端部，这例如在图11中示出。

在此，为每个复合弹簧元件230、250使用四个或五个并联的弹簧元件，可刚好在使用机械弹簧时有利于在摩擦、可能的旋转角度和其它参数方面的折中。虽然更少的弹簧元件并联原则上可实现较大的旋转角度，然而可导致摩擦的提高。相应地，并联的弹簧元件的数量增大可导致可供使用的旋转角度范围减小，然而适宜地影响磨损或摩擦。因此完全可实现的是，通过比在此示出的图4或5更多或更少的并联的弹簧元件实现旋转振动减振器。此外也不强制的是，旋转振动减振器130的第一级和第二级具有相同数量的并联弹簧元件。

即使在这种情况中已经基本上描述了借助于带有在两个弹簧组中的两级或多级性的缓冲器和扭转减振器的变扭器，旋转振动减振器也可使用在其它起动元件、例如湿式或干式离合器的范围中。相应的旋转振动减振器也可使用在例如混合动力模块中的其它部位处，或者用作相应的传动系的变速器的一部分。

在以上描述、以下权利要求和附图中公开的特征不仅可单独地，也可以任意组合对于在其不同的设计方案中实现实施例起到作用，并且不仅可单独地也可以任意组合实现。

附图标记

100 起动元件

110 输入部

120 输出部

130 旋转振动减振器

140 输入部

150 输出部

160 离合器

170 变扭器

180 泵/透平组件

190 泵轮

200 涡轮

210 导轮

220 支撑部

230 第一复合弹簧元件

240 中间质量

250 第二复合弹簧元件

260 缓冲质量

270 传动系

280 内燃机

290 变速器

300 罩壳

305 柔性的板

310 孔

320 第一外壳

330 焊接部

340 第二外壳

350 外膜片

355 外膜片架

360 内膜片

370 内膜片架

380 活塞

390 轴线

400 密封部

410 弹簧元件

420 另一密封部

430 中央盘

440 覆盖板

450 轮毂盘

460 铆接部

470 从动轮毂

480 外部弹簧

490 内部弹簧

500 泵叶片

510 涡轮叶片

520 缓冲质量载体结构

530 轨迹板

540 铆接部

550 单个缓冲质量

560 铆接部

570 操控区段

580 弹簧支座

600 特性曲线

610 部分区段

620 转变点

630 最大扭矩

Claims

1.一种旋转振动减振器(130)，例如用于机动车的传动系(270)，其用于减弱旋转运动的振动份额，所述旋转振动减振器具有以下特征：

输入部(140)、输出部(150)和布置在所述输入部(140)和所述输出部(150)之间的中间质量(240)；

联结在所述输入部(140)和所述中间质量(240)之间的并且形成所述旋转振动减振器(130)的第一级的第一复合弹簧元件(230)；

联结在所述中间质量(240)和所述输出部(150)之间的并且形成所述旋转振动减振器(130)的第二级的第二复合弹簧元件(250)；以及

至少一个缓冲质量(260)，其构造成用于根据所述旋转运动进行振动以减弱所述旋转运动的振动份额，

其中，所述旋转振动减振器(130)的第一级具有带有至少一个转变点(620)的递增的第一特性曲线(600)；

其中，所述旋转振动减振器(130)的第二级具有带有至少一个转变点(620)的递增的第二特性曲线(600)；并且

其中，所述旋转振动减振器的第一级的第一特性曲线和所述旋转振动减振器的第二级的第二特性曲线的所有转变点(620)在扭矩方面都彼此间隔开。

2.根据权利要求1所述的旋转振动减振器(130)，其特征在于，所述第一特性曲线和第二特性曲线的转变点(620)在扭矩方面具有至少20Nm的距离。

3.根据上述权利要求中任一项所述的旋转振动减振器(130)，其特征在于，所述第一特性曲线和第二特性曲线的参照扭矩相邻的转变点(620)在扭矩方面具有最高100Nm的距离。

4.根据上述权利要求中任一项所述的旋转振动减振器(130)，其特征在于，所述第一特性曲线和/或第二特性曲线(600)具有至少一个多级递增的区段，所述区段包括所述至少一个转变点(620)。

5.根据权利要求4所述的旋转振动减振器(130)，其特征在于，所述第一特性曲线和/或第二特性曲线(600)具有带有至少三级递增的特性曲线的至少一个区段。

6.根据上述权利要求中任一项所述的旋转振动减振器(130)，其特征在于，所述第一复合弹簧元件(230)和/或第二复合弹簧元件(250)包括带有至少局部多级递增的特性曲线的至少一个弹簧元件。

7.根据权利要求6所述的旋转振动减振器(130)，其特征在于，所述至少一个弹簧元件具有外部弹簧(480)和内部弹簧(490)，其中，所述内部弹簧(490)具有比所述外部弹簧(480)的内直径更小的外直径，并且至少部分地沿着周向布置在所述外部弹簧(480)之内。

8.根据权利要求7所述的旋转振动减振器(130)，其特征在于，所述外部弹簧(480)或内部弹簧(490)构造成，用于在超过级旋转角度之后才为相关级的特性曲线贡献扭矩份额。

9.根据上述权利要求中任一项所述的旋转振动减振器(130)，其特征在于，所述第一特性曲线和/或第二特性曲线(600)具有至少一个连续递增的区段，其包括所述至少一个转变点(620)。

10.根据上述权利要求中任一项所述的旋转振动减振器(130)，其特征在于，所述第一复合弹簧元件(230)和/或第二复合弹簧元件(250)包括带有至少局部连续递增的特性曲线的至少一个弹簧元件。

11.根据上述权利要求中任一项所述的旋转振动减振器(130)，其特征在于，所述旋转振动减振器的第一级构造成用于输出第一最大扭矩(630)，并且所述旋转振动减振器的第二级构造成，用于输出第二最大扭矩(630)，其中，所述第一最大扭矩与所述第二最大扭矩不同。

12.根据权利要求11所述的旋转振动减振器(130)，其特征在于，所述第一最大扭矩和第二最大扭矩(630)相差在10Nm至20Nm之间的值。

13.根据上述权利要求中任一项所述的旋转振动减振器(130)，其特征在于，所述旋转振动减振器此外包括缓冲质量载体结构(520)，其构造成，用于引导所述至少一个缓冲质量(260)运动，从而所述至少一个缓冲质量(260)能进行振动，其中，所述缓冲质量载体结构(520)或者与所述旋转振动减振器(130)的输出部(150)防止旋转地相连接或者为所述旋转振动减振器(130)的中间质量(240)的一部分。

14.一种起动元件(100)，例如用于机动车的传动系(270)，所述起动元件具有以下特征：

输入部(110)和输出部(120)；以及

根据上述权利要求中任一项所述的旋转振动减振器(130)，所述旋转振动减振器利用其输入部(140)和其输出部(150)联结在所述起动元件(100)的输入部(110)和输出部(120)之间。

15.根据权利要求14所述的起动元件(100)，所述起动元件为变扭器(170)，其中，所述起动元件(100)包括涡轮(200)，所述涡轮或者与所述旋转振动减振器(130)的输出部(150)防止旋转地相连接或者是所述旋转振动减振器(130)的中间质量(240)的一部分。