CN108999948B - 车辆推进系统转矩传递振动衰减机构 - Google Patents

Abstract

一种转矩传递机构，其包括输入构件和输出构件，该输入构件从推进源接收绕旋转轴线的输入转矩，且该输出构件联接于输入构件，以将输入转矩传递至下游传动系部件。该转矩传递机构还包括至少一个表簧，以限制输入构件和输出构件之间的相对旋转。该转矩传递机构进一步包括质量板，该质量板联接于输出构件并且构造成绕旋转轴线旋转。转矩传递机构进一步包括多个摆锤质量块，该多个摆锤质量块可动地联接于质量板，其中，该表簧设置成衰减输入转矩振动的第一范围，且多个摆锤质量块设置成衰减输入转矩振动的第二范围。

Description

车辆推进系统转矩传递振动衰减机构

技术领域

本发明涉及在传递转矩的同时阻尼传动系干扰。

背景技术

并未被诸如变矩器等传动系装置吸收的发动机转矩扰动可通过诸如离合器等一个或多个转矩联接器直接地通至传动系和车辆结构的下游部分。那些转矩扰动可产生可能被乘客感知到的不期望震动、前后波动和/或振动。转矩联接离合器的使用可限制于某些有限车辆操作状况，以试图使得这里不期望影响的一些部分最小化。然而，可能难以识别可接受的状况，以使用传统的动力系控制器来激活转矩联接离合器，从而避免这些干扰。

发明内容

转矩传递机构包括输入构件和输出构件，该输入构件从推进源接收绕旋转轴线的输入转矩，且该输出构件联接于输入构件，以将输入转矩传递至下游传动系部件。转矩传递机构还包括至少一个表簧，以限制输入构件和输出构件之间的相对旋转。转矩传递进一步包括质量板，该质量板联接于输出构件并且配置成绕旋转轴线旋转。转矩传递机构进一步包括多个摆锤质量块，这些摆锤质量块可移动地联接于质量板，其中，表簧设置成衰减第一范围的输入转矩振动，且多个摆锤质量块设置成衰减第二范围的输入转矩振动。

转矩传递机构包括输入构件和输出构件，该输入构件从燃烧发动机接收绕旋转轴线的输入转矩，且该输出构件联接于输入构件，以将输入转矩传递至传动系部件。转矩传递机构还包括至少一个表簧，以限制输入构件和输出构件之间的相对旋转。转矩传递机构进一步包括质量板，该质量板联接于输出构件并且配置成绕旋转轴线旋转。转矩传递机构进一步包括第一组摆锤质量吸收器和第二组摆锤质量吸收器，该第一组摆锤质量吸收器在距旋转轴线第一距离处可移动地联接于质量板，且该第二组摆锤质量吸收器在距旋转轴线的第二距离处可移动地联接于质量板。

推进系统包括燃烧发动机，以产生推进转矩和适合于将推进转矩输出至至少一个道路车轮的可变比变速器。推进系统还包括转矩传递机构，该转矩传递机构联接于燃烧发动机，且该转矩传递机构设置成将转矩通至变速器并衰减发动机振动。该转矩传递机构包括输入构件，以从发动机接收绕旋转轴线的转矩。该转矩传递机构还包括输出构件，该输出构件联接于输入构件，以将输入转矩传递至传动系部件。该转矩传递机构进一步包括至少一个表簧，该至少一个表簧将输入构件联接于输出构件，并且适合于在一定范围发动机转矩和发动机速度上提供阻尼。转矩传递机构进一步包括质量板，该质量板联接于输出构件并且配置成绕旋转轴线旋转。转矩传递机构进一步包括多个摆锤质量吸收器，该多个摆锤质量吸收器可移动地联接于质量板并且适合于衰减发动机振动。

附图说明

图1是转矩传递装置沿着旋转轴线的局部视图。

图2是图1所示转矩传递装置的弹簧元件。

图3是与转矩传递装置相对应的转矩与旋转行程的曲线图。

图4A是针对具有基线堆垛阻尼器的转矩传递装置的振动与输入旋转速度的曲线图。

图4B是针对具有带有单弹簧率弹簧元件的阻尼器的转矩传递装置的振动与输入旋转速度的曲线图。

图4C是针对具有带有多级弹簧率弹簧元件的阻尼器的转矩传递装置的振动与输入旋转速度的曲线图。

图5A是针对具有基线堆垛阻尼器的转矩传递装置的振动与输入旋转速度的曲线图。

图5B是针对具有带有单弹簧率弹簧元件的阻尼器的转矩传递装置的振动与输入旋转速度的曲线图。

图5C是针对具有带有多级弹簧率弹簧元件的阻尼器的转矩传递装置的振动与输入旋转速度的曲线图。

图6是在转矩负载输入下偏转的弹簧元件的应力等值线图。

图7是图6所示弹簧元件的转矩负载输入与偏转角度的曲线图。

图8是复合弹簧元件实施例的立体图。

图9是图8所示复合弹簧元件的分解视图。

图10是沿着旋转轴线的成对交错复合弹簧元件的视图。

图11是包括成对交错复合弹簧元件的转矩传递装置的剖切视图。

图12是沿着旋转轴线的具有多个摆锤质量吸收器的转矩传递机构的局部视图。

图13是图12所示转矩传递装置的剖视图。

图14是针对具有阻尼器和摆锤质量吸收器的转矩传递装置的振动输入旋转速度的曲线图。

图15是针对燃烧发动机的各个频率阶数的输入转矩与旋转速度的曲线图。

图16是具有多个摆锤质量吸收器的附加示例转矩传递机构的剖视图。

具体实施方式

这里描述本发明的各实施例。然而，应理解的是，所公开的实施例仅仅是示例，且其它实施例能采取各种和替代的形式。这些附图并非必须按比例；一些特征可放大或缩小，以示出特定部件的细节。因此，这里公开的特定结构和功能细节不应解释为限制，而是仅仅作为用于教示本领域技术人员以各种方式实施本发明的代表性基础。本领域普通技术人员会理解的是，参照任何一个附图说明和描述的各个特征能与一个或多个其它附图中说明的特征相组合，以产生并未明确说明或描述的实施例。所说明特征的组合提供针对典型应用的代表性实施例。然而，根据本发明教示的特征的各种组合和修改对于特定应用或实施方式会是期望的。

在各种变型中，车辆推进系统可包括多速变速器和传动系，以传递动力来推进车辆。诸如燃烧发动机或电动机的动力推进源产生输入转矩，该输入转矩通过传动系传递。在一些变型中，动力推进系统可包括额外的推进源，以可选择地补充主要推进源。关于基于操作状况的期望推进状态，来自任何可用推进源的转矩能可选择地联接于车辆的传动系或者从该传动系脱开。由于一个或多个推进源与传动系接合，因而转矩和速度扰动可能发生并且被乘客感觉为振动和/或刺耳声音。在低车辆行驶速度下，当接合诸如锁定离合器的转矩联接器时，此种振动可能更为明显。可感知的发动机转矩扰动可能破坏对车辆和发动机稳定性的置信度。在一些情形中，通过限制离合器锁止为较高速度的正时来避免窜动，这会导致牺牲较低速度下的发动机燃料经济性。

在从动力源传递转矩的情形中，振动的衰减可能是期望或必须的。例如，在包含具有通过变矩器连接于变速器和传动系的内燃机的车辆的应用中，定制振动衰减可实现更宽的离合器锁止机会并且由此实现改进的效率。具体地说，如图1中说明的转矩传递装置可以是转矩联接器的一部分。通常，转矩联接器连接动力源和动力传递系统。在一些示例中，动力源包括一种用在汽车中的内燃机来用于推进。在其它示例中，动力源包括电动机器，该电动机器设置成输出转矩以推进车辆和/或补充内燃机。类似地，动力传递系统可包括可变比变速器和传动系来传递动力，以推进车辆。在其它示例中，动力传递系统可包含其它类型的动力源和/或其它类型的动力传递系统。下文更详细讨论的是，转矩联接器可以是联接在发动机和变速器之间的变矩器的一部分。根据本发明的各方面，使用增强的阻尼来补偿传动系振动，以使得转矩联接器锁止可在低车辆速度下平稳地发生，以改进发动机燃料经济性。

由于动力源和动力传递系统在操作时可能具有共振点，因而可包括阻尼器，在共振点处，例如来自内燃机的点火脉冲的激励在动力传递系统中导致被车辆乘客感知到的振动尖峰。阻尼器可有利地设计成使得锁止离合器能在延展范围的操作状况上锁止。如下文更详细讨论的是，阻尼器可具有低弹簧率，以针对所选择频率来定制可能称为阻尼器模式的共振点。低弹簧率的减小刚度意指阻尼器在额外压缩或行程下的操作，以处理相同的转矩量。在一些示例中，长行程阻尼器通过表簧型阻尼器来实现。相对于其它类型的减震元件，此种表簧结构提供低弹簧常数和长延伸能力(即，长行程)。这里使用的术语“长行程”的特征可在于，由具有相对较低弹簧常数的弹簧允许扩展的旋转角度。

参照图1，转矩传递机构100允许来自输入构件102的转矩能传递至输出构件104。输入构件设置成接收由一个或多个动力源(未示出)产生的沿方向106绕旋转轴线101的输入转矩。输出构件104使得输入转矩通至其它传动系部件，这些传动系部件在推进系统的转矩流的下游。如上所述，输出构件可联接于可变比变速器的输入轴。

输入构件102可在期望时选择性地联接于推进源的输出部分，以接收输入转矩。可选择状态的转矩联接器可允许输入构件和推进源能在联接状态和脱开状态之间切换。联接器可包括离合器、条带、齿轮和/或其它类型的转矩联接器。关于从之前脱开状态开始联接状态，由于不同负载情形之间的过渡，而在动力系系统中可能发生转矩激增和其它振动。在某些变型中，作为流体联接变矩器的一部分，可包括转矩传递机构100。在该示例中，变矩器可包括锁止离合器，该锁止离合器可在涡轮输出部分的速度接近叶轮输入部分的速度时施加，以使得在输入和输出之间建立固定机械链接。如下文更详细讨论的是，摩擦板可设置在活塞上，以使得当致动时，活塞在摩擦板和壳体之间施加压力，从而使得活塞在壳体内旋转。类似地，输出构件104可连接于传动系的输出部分，以使得转矩向下游通行以推进车辆。在一些替代示例中，转矩传递机构100可以是任何可选择状态转矩联接器装置的一部分，例如包括手动变速器离合器、双离合器变速器以及无级变速器。

转矩传递机构100包括设置在输入构件102和输出构件104之间的一个或多个减振元件，以在输入转矩106转换成输出转矩108时吸收该输入转矩的至少一部分。可期望允许输入构件102相对于输出构件104之间的延长旋转行程。在一个示例中，减振元件包括至少一个长行程弹簧110，该至少一个长行程弹簧设置成吸收输入转矩106的至少一部分，以助于平稳系统振动或其它扰动。在图1所示的示例中，成对长行程弹簧协配，以抵抗输入构件102和输出构件104之间的相对旋转。长行程弹簧110各自包括内部端部112、外部端部114以及卷曲长度116，该卷曲长度在内部端部110和外部端部112之间延伸。长行程弹簧110是表簧，其中，每个弹簧110均以螺旋形状从内部端部112卷绕至外部端部114。卷曲长度116可大体设置在图2的视图平面中，该平面正交于旋转轴线101。

继续参照图1，表簧在内部端部112处连接于输入构件102，且在相对外部端部114处连接于输出构件104。示例表簧可由卷绕成线圈的轧制金属带形成。弹簧110可替代地使用能够每单位质量提供大量应变能量存储的任何材料形成。线圈形状增强针对可用体积存储大量能量的能力。在一些示例中，减振元件允许至少约90度的旋转偏转。可设想的是，较短的旋转偏转范围仍可适用于在某些状况下的减振，例如约30度。

在低速度状况下相对于输出构件锁定输入构件可提供燃料经济性改进，因为与允许更自由地相对滑移的流体联接器相比，锁止更快发生且锁止联接器在较少或没有损失的情形下有效地传递转矩。较低弹簧率下的刚度减小意指长行程弹簧110须在额外压缩或行程下的操作，以处理相同的转矩量。如上所述，表簧阻尼器设置成在提供低弹簧率的同时提供至少90度的长行程。

继续参照图1和图2，每个长行程弹簧110的内部端部112可与输出构件104的接纳特征件(未示出)连接。内部端部112可定形成保持在内部接纳特征件的定形开口内。类似地，外部端部114可与设置在输入构件102上的外部接纳特征件连接。外部端部114也可定形成与接纳特征件中的开口相对应。作为上文描述的所形成特征件的替代，长行程弹簧110可在每个端部处通过销、焊接部、或其它紧固技术连接，以及包括沿着弹簧110的线圈长度116的附加的连接件。

每个长行程弹簧110具有大体线性转矩与角向行程负载分布。弹簧可设计成在一定范围操作状况上改进转矩传递机构100的联接状态和非联接状态之间的过渡。联接状态可指代相对于转矩输出的完全或部分锁定转矩输入。

根据一些示例，长行程表簧提供多级弹簧率，以使得在旋转行程施加在弹簧上时弹簧的阻力转矩逐渐地增大。特征件设有弹簧以输出改变的弹簧率，该改变的弹簧率包括低转矩输入下的较低弹簧率(由此提供更佳隔离)和与较高转矩输入相对应的较高弹簧率。与实现相同功能的若干部件相比，此种配置通过设置单个弹簧以多个模式操作来允许转矩传递机构的较低总体质量和体积。

在一些示例中，弹簧定形成使得卷曲长度116的内部部分118在输入构件102的相对旋转运动的早期部分期间偏转，并且卷绕输出构件104的毂120。通过相对于较厚的外部部分提供弹簧110的内部部分118的减小厚度122，可在初始行程期间导致减小的弹簧率。相反，弹簧110的外部部分124设有较大厚度126，从而一旦在旋转运动的后期阶段期间接合就提供较高的辅助弹簧率。虽然图1和图2的示例示出在转矩传递装置的中心附近的较薄部分和径向向外的较厚部分，但应意识到的是，此种配置可逆转，以使得较厚部分位于弹簧的外周缘附近，且较薄部分位于中心附近。

弹簧110还可包括一个或多个止动突部128，这些止动突部从沿着卷曲长度116的各个位置延伸。取决于期望接触的位置，止动件可定位成从给定弹簧的内表面和/或外表面突出。在图1和图2的示例中，多个止动件128从每个长行程弹簧110的内表面和外表面两者延伸。确切地参照图1，成对阻力弹簧协配，以产生平衡负载来阻尼输入转矩扰动。在弹簧响应于转矩输入而偏转时，止动件128接合在初始行程范围的末端附近。一旦薄部分118卷绕输出构件104的毂120，该薄部分就在初始行程范围期间的预定旋转量之后停止偏转。这样，薄部分118可在表簧行程的后续范围期间停用。在一些示例中，毂120包括一个或多个倾斜表面，以在它们于偏转期间卷绕时接纳弹簧110的薄部分118。止动件128操作以锁定弹簧的薄部分118的进一步偏转，并且对应于初始行程范围的末端。一旦止动件完全接合，薄部分118就不再偏转。止动件128由此提供坚实基部，以支承线圈长度116的厚部分122在后续行程范围期间的偏转。

参照图3，曲线图300指示如上所述具有多级弹簧率减振的转矩传递机构的示例加载性能。水平轴线302表示转矩传递机构的输入元件相对于输出元件的以度计旋转行程。该行程可对应于如上所述的减振机构的弹簧110的偏转。垂直轴线304表示在转矩传递机构的输入构件处施加的转矩。曲线306表示标准长行程表簧的加载分布，该标准长行程表簧具有与约5Nm/deg的弹簧常数相对应的恒定负载分布。曲线308表示配置成多级渐进弹簧率的长行程表簧的负载分布。单弹簧率长行程弹簧在较低偏转范围中具有较高刚度，且由此在输入构件和输出构件之间提供较小的转矩隔离。相反，与曲线308相对应的多级弹簧在较低偏转范围中施加较小阻力转矩(例如，小于约60度)，并且在较高偏转范围处增大刚度(例如，大于约60度)。在曲线图300的示例中，区域310中的第一弹簧率是约2Nm/deg，而区域312中的第二弹簧率是约6Nm/deg。根据本发明的各方面，转矩传递装置的弹簧元件施加具有多级弹簧率的阻力转矩，其中，第二弹簧率逐渐地大于第一弹簧率。

参照图4A至4C，曲线图400、440和480分别示出在开始转矩传递的接合模式期间转矩传递机构内各种阻尼器类型的相对振动性能的比较。每个曲线图均表示施加于不同装置的50Nm的平均输入转矩。在接合转矩传递机构时，输入转矩传递通过机构，以产生输出转矩以驱动下游传动系部件。虽然借助示例讨论50Nm输入转矩的负载情形，但应意识到的是，其它负载情形可类似地受益于本发明中提供的示例。曲线图400对应于堆垛阻尼器装置，该堆垛阻尼器装置具有多个线性压缩卷簧，这些线性压缩卷簧设置成响应于输入构件和输出构件之间的相对旋转而沿切向方向偏转。曲线图440对应于具有带有单级弹簧率的长行程表簧阻尼器的转矩传递装置。曲线图480对应于具有带有多级弹簧率的长行程表簧阻尼器的转矩传递装置。在每个曲线图中，水平轴线402表示转矩传递机构的以每分钟转数(RPM)计的旋转输出速度，且垂直轴线404表示以每秒相对角度旋转计的变速器输出振动(TOV)。

参照图4A，曲线图400示出堆垛阻尼器的振动性能，该堆垛阻尼器具有设置成抵抗转矩输入的多个压缩弹簧。示例堆垛阻尼器装置提供约15Nm/deg的单弹簧率。曲线406至414表示在开始转矩传递的接合模式期间针对转矩传递装置所包括的锁止离合器的各种滑移水平的振动性能。在一个示例中，通过控制施加于摩擦离合器的板的压力来计量滑移量。曲线406、408、410、412和414分别反映阻尼器在0RPM、20RPM、50RPM、100RPM和150RPM的离合器滑移下的性能。可较佳地是，限制或减小在转矩传递模式之间过渡期间可能产生的转矩扰动。由曲线416表示的恒定TOV极限覆盖在曲线图400上，并且可表示基于可接受乘客感觉的主观极限。在图4的示例中，示出约0.5rad/s或29度/s的较佳TOV极限。替代地，可针对所述转矩传递分布施加可变偏转率TOV极限，以在一定范围速度的转矩接合期间产生更精细的感官。在具有线性卷簧的堆垛阻尼器情形中，振动在许多操作状况中超出优选极限。可观察到的是，针对与完全接合离合器相对应的0RPM的离合器滑移(曲线406)，TOV数值针对相当大部分的速度范围超出优选的TOV极限。即使离合器压力降低以允许相对滑移来改进隔离(例如，150RPM；曲线414)，振动在接合转矩传递装置的较低rpm范围附近保持不可接受。

参照图4B，曲线图440示出具有带有约5Nm/deg的单级弹簧率的长行程表簧阻尼器的转矩传递装置的振动性能。曲线446、448、450、452和454分别表示在0RPM、20RPM、50RPM、100RPM和150RPM的离合器滑移下开始转矩传递的接合模式。0.5rad/s的恒定TOV极限(曲线416)类似地覆盖在曲线图440上。虽然TOV性能相对于曲线图400中示出的堆垛阻尼器机构性能得以改进，但转矩传递机构的接合超过针对各种离合器滑移水平的低速度接合的振动极限。例如，振动大于在1000-1500RPM范围上的优选TOV极限。然而，转矩传递装置在此种低速度范围中的接合可有益于改进转矩传递效率且由此燃料经济性。本发明的某些示例进一步改进低速度范围中的振动性能并且增强驾驶性能。

参照图4C，曲线图480示出具有带有多级弹簧率的长行程表簧阻尼器的转矩传递装置的振动性能。在图4C的示例中，弹簧率从初始行程范围期间的约2Nm/deg的第一级过渡为在后续行程范围期间的约6Nm/deg的第二级。曲线486、488、490、492和494分别表示在0RPM、20RPM、50RPM、100RPM和150RPM的离合器滑移下开始转矩传递的接合模式期间的阻尼器性能。类似于之前的示例，0.5rad/s的恒定TOV极限(曲线416)类似地覆盖在曲线图480上。对于曲线480可观察到的是，针对速度范围上的大部分操作状况，振动响应小于优选TOV极限。更确切地说，在高滑移状况(根据曲线492的100RPM滑移；和根据曲线494的150RPM)下，振动响应满足针对所有操作速度范围的优选TOV极限。并且，某些较低滑移状况(根据曲线486的0RPM滑移；根据曲线488的20RPM滑移；以及根据曲线490的50RPM滑移)提供相对于高于1400RPM的优选TOV极限的合适振动响应。

参照图5A至图5C，曲线图500、540和580分别示出与上述各种阻尼器类型的每个相对应的相对发动机制动转矩极限(BTL)的比较。类似于上文关于振动性能的讨论，曲线图500对应于堆垛阻尼器装置，该堆垛阻尼器装置具有多个线性压缩卷簧，这些线性压缩卷簧设置成响应于输入构件和输出构件之间的相对旋转而沿切向方向偏转。曲线图540对应于具有带有单级弹簧率的长行程表簧阻尼器的转矩传递装置。曲线图580对应于具有带有多级弹簧率的长行程表簧阻尼器的转矩传递装置。在每个曲线图中，水平轴线502表示转矩传递机构以RPM计的旋转输出速度，且垂直轴线504表示以牛顿-米计的BTL。关于上述振动性能，在不同操作状况下的BTL须减小为小于以便客户感知振动的发动机最大容量。

参照图5A，曲线图500示出与具有多个压缩弹簧的堆垛阻尼器机构相关联的BTL。曲线506、508、510、512、514、516和518分别反映在变速器处于第一挡至第七挡的同时堆垛阻尼器的性能。基于发动机容量的最大BTL由曲线520表示。如上所述，发动机制动转矩的实际极限在每个传动比中被人为地限制，以将振动影响阻尼为落在可接受极限内。例如曲线图500中所示，为了使用包括堆垛阻尼器的转矩传递装置来管理振动，将发动机BTL限制为小于发动机的全部容量。

参照图5B，曲线图540示出与具有约5Nm/deg的单级弹簧率的长行程表簧阻尼器相关联的BTL。曲线546、548、550、552、554、556和558分别表示在变速器处于第一挡至第七挡的同时的阻尼器性能。在发动机RPM在每个相应挡位内增大时，来自表簧的减振增大可容许BTL，以提供可接受的振动。对于每个挡位，可接受的最大BTL最终与由曲线520表示的发动机容量最大BTL收敛。虽然与每个挡位相对应的可接受BTL极限收敛为不同速度下的发动机最大值，但所有的挡位均在由区域560所指代的高于约300RPM的发动机容量最大BTL下输送可接受的振动性能。如上所述，会期望在最低可能速度下接合转矩传递机构，以输送改进的燃料经济性。

参照图5C，曲线图580示出与具有带有多级弹簧率的长行程表簧阻尼器的转矩传递装置相关联BTL。在图5C的示例中，弹簧率从初始行程范围期间的约2Nm/deg的第一级过渡为在后续行程范围期间的约6Nm/deg的第二级。曲线586、588、590、592、594、596和598分别表示在变速器处于第一挡至第七挡的同时的阻尼器性能。类似于之前的示例，表示发动机容量最大BTL的曲线520覆盖在曲线图580上。在多级弹簧阻尼器的情形中，发动机容量最大BTL可在低得多的发动机速度下获得。也就是说，针对每个挡位的可接受BTL极限如区域570所指代通过约1500RPM与发动机容量最大BTL收敛。在图5C中(与图5A相反)，在较宽范围的操作状况上，发生使得可用发动机BTL的使用最大化的完全转矩传递。通常，在低行程期间提供较低刚度减振且在延长行程范围期间提供增大刚度减振的组合增强在转矩输送的过渡期间的振动性能和可容许发动机制动转矩。

在一些加载状况下，成对表簧可经受与弹簧之间接触相关联的不均匀变形。参照图6，成对表簧设置在单个平面中，该单个平面在某些加载状况下引起弹簧对弹簧接触。该单个平面在图6的视图方向中示作正交于旋转轴线601。弹簧之间的接触点可引起非均匀变形，而非均匀变形有助于产生高应力位置。示例的成对表簧600响应于从动力源产生的转矩负载而偏转。绕旋转轴线601的输入转矩施加于成对表簧600。该附图示出在每个弹簧上的变形结构，该变形结构覆盖有应力轮廓和冯-米赛斯应力分布。第一弹簧602和第二弹簧604各自在内部端部608处固定于毂构件606。每个弹簧602和604的外部端部610联接于如上所述的输入构件(未示出)。例如在应力分布中所示出的是，高应力位置612垂直地出现在毂606之上和之下。同时，横向于毂的接触位置614产生于每个弹簧的长度之间。接触位置614有助于每个弹簧的线圈长度之间的摩擦抵抗移动。

参照图7，曲线图700示出针对与具有多级弹簧率的图6所示装置相类似的阻尼器弹簧的加载和卸载方向两者的加载转矩与角度。水平轴线702表示输入构件和输出构件之间以度计的相对旋转角度。垂直轴线704表示施加于弹簧阻尼器的以Nm计的转矩。曲线706示出沿加载方向的针对阻尼器的负载分布，且曲线708示出沿卸载方向的负载分布。可从曲线图700中观察到的是，针对负载分布的某些部分，在阻尼器响应的卸载方向上存在延迟或滞后。如上所述的弹簧的各部分之间的接触(和产生的摩擦)有助于在加载和卸载之间产生滞后。在特定示例中，与卸载方向相比，约250Nm的滞后转矩TH在卸载上引起不同的弹簧响应。在加载方向上，TH引起约49度的角向偏转θ1。相较而言，弹簧在卸载的同时具有与相同转矩负载TH相对应的约55度的偏转θ2。在卸载期间的此种延迟可有助于在循环期间在阻尼器弹簧的操作中引起不期望的延迟。此种滞后效应会进而减损转矩传递机构的减振性能。因此，可期望设置弹簧，以使得最大应力位置沿着外边缘和内边缘更均匀地分布，且避免弹簧之间的接触位置。

参照图8至图11，多个阻尼器弹簧可设置成适应弹簧线圈长度，并且避免引起摩擦和滞后的不期望接触点。这样，弹簧可在径向方向上不受限制，以避免如上所述的长形变形和高应力集中位置。组合弹簧800包括在一个端部处联接的成对对称的相对表簧。该组合弹簧配置成抵抗绕中心旋转轴线801的输入转矩负载。第一表簧802在外部端部806处固定于第二表簧804。第一表簧802沿顺时针方向卷绕，且第二表簧804沿逆时针方向卷绕，以使得弹簧彼此对称地相对。虽然术语“顺时针”和“逆时针”用于描述弹簧相对于彼此沿相反方向卷绕的示例，但应意识到的是，本公开的发明并不限于任何特定参照系。成堆的弹簧的每个的内部端部808保留相对于成对弹簧的另一个不受限制。每个弹簧的内部端部808例如在之前示例中所讨论的那样联接于输出构件(未示出)。此外，组合弹簧800的线圈长度816的某些部分处于第一平面810中，且组合弹簧的其它部分驻留在相邻的第二平面812中。第一表簧802的外部端部806定位在第一平面810中，且线圈长度816在平面之间过渡，以使得内部端部808终止在第二平面812中。以互补且相对的方式，第二表簧804的外部端部806定位在第二平面812中，其中，线圈长度816在平面之间过渡，以使得内部端部808终止在第一平面810中。成对弹簧的多个平面配置允许弹簧的线圈长度816部分在加载期间保持径向地不受限制，由此避免由于弹簧对弹簧接触而引起摩擦。组合弹簧800的配置还将纯弯曲分布在每个弹簧上，并且降低各位置中与非均匀加载相关联的应力提升。纯弯曲加载还允许表簧在加载期间能以更均匀的方式卷绕。纯弯曲加载进一步更佳地围绕表簧分布应力，由此增大每体积存储的应变能的量。

确切地参照图10，多个组合弹簧可设置成协配，以在转矩传递装置内提供弹簧减振。第一组合弹簧800和第二组合弹簧840两者均可包括在转矩传递装置内。每个相应的外部端部806均设置成接纳绕旋转轴线801的输入转矩。每个组合弹簧的形状可互锁，以使得弹簧协配，从而以对称的方式接纳并且传递转矩负载。也就是说，在外部端部806处在直径相对的位置处接纳输入转矩。类似地，在直径相对的内部端部808处输送经阻尼的输出转矩。

图11示出包括组合弹簧阻尼器的转矩传递机构的剖切视图。该转矩传递机构通过输入轴860连接于推进动力源882(例如，发动机、电动机器)，并且还通过输出轴862连接于下游的动力传递系统884。输入轴860可通过第一壳体部段866和第二壳体部段868与叶轮864相连接。壳体部段866、868可形成变矩器壳体870，该变矩器壳体包含流体，传递装置可通过该流体传递转矩。输出轴862可通过转矩传递元件874来与涡轮872连接。定子876也可定位在叶轮864和涡轮872之间，并且可通过转矩联接器来影响输出中的增大。叶轮864的旋转移动流体以使得涡轮872旋转，从而使得输出轴862由输入轴860驱动。

如上所述，一些示例提供这样的转矩传递机构，该转矩传递机构包括锁止离合器878，该锁止离合器可在涡轮872的速度接近叶轮864的速度时施加，以使得可以是固定连接的机械链接在输入轴860和输出轴862之间建立。摩擦板880联接于活塞。当致动时，活塞在摩擦板880和第一壳体部段866之间施加压力，以使得活塞40随着壳体部段866和输入轴860旋转。活塞可通过阻尼器连接于输出轴862。在图11的示例中，第一组合弹簧800和第二组合弹簧840协配，以在输入轴和输出轴之间提供转矩阻尼效应。

如上所述，动力源(例如，燃烧发动机)可根据操作中活塞的数量和这些活塞输出转矩循环的定时来输出具有特定谐波振动频率的转矩。与在下半部循环相比，活塞的往复移动和由于活塞的质量产生的惯性力随着活塞在曲柄旋转的上半部附近循环而改变。附加地，沿着传动系的振动进一步受到与来自各个燃烧循环的转矩相关联的力的影响。每次气缸点火，转矩激增就引入至传动系。与每次回转期间的转矩脉冲相关联的加载周期性变化导致各种类型的振动响应。例如，第一阶或第一谐波频率指示在发动机输出轴的每次旋转期间周期性加载发生一次(即，具有与一次曲柄旋转相等的频率)。类似地，第二或第二阶频率指代在每个发动机输出轴旋转期间具有双倍固有频率的振动特征。类似地，可能存在诸如第三(第三阶)、第四(第四阶)、第五(第五阶)等的额外阶数。在一个特定示例中，均匀点火的八缸四冲程发动机每转产生四个转矩脉冲(第四阶激励)。如果此种发动机中的曲柄轴以6000RPM操作，则第四阶激励的频率可以是约400Hz(4×6000/60)，而在7200RPM下的相同第四阶激励是约480Hz的频率。

在附加的示例中，转矩传递机构可包括一个或多个摆锤质量吸收器，该一个或多个摆锤质量吸收器与表簧阻尼器组合地操作。这些吸收器可称为离心式摆锤吸收器(CPA)并且操作以通过经历沿着预定路径的周期性路径来衰减转矩振动输入。参照图12，提供转矩传递装置900，且该转矩传递装置包括表簧阻尼器902，该表簧阻尼器设置成与多个摆锤质量吸收器904协配。附加地参照图13，示出转矩传递装置900的剖视图。转矩传递装置包含为变矩器的一部分，该变矩器包括与上文所述示例相类似的部件。在可适用的情形下，类似的附图标记适合于指代类似的部件。每个摆锤质量吸收器904均可移动地联接于质量板906，并且以基本上对称的型式绕质量板906的旋转轴线901周向地设置。在图12的示例中，在转矩传递装置的质量板906的每侧上包括三个摆锤质量吸收器904，然而应意识到的是，其它数量的摆锤质量吸收器904也是合适的。根据其它方面，质量板906可结合为转矩传递装置的输入构件的一部分。质量板906针对每个摆锤质量吸收器904包括两个孔口908A和908B。突部910连接于摆锤质量吸收器904并且对应于每个孔口908，其中，每个突部910延伸通过孔口908并且连接于质量板906的相对侧上的摆锤质量吸收器904。这样，成对相对的摆锤质量吸收器904可夹持质量板906的一部分。每个突部均包括凹入搁架部分912，以容纳辊子元件914。每个辊子元件914均捕获在对应孔口908的外边缘916和搁架部分912之间。根据一些示例，辊子元件914是球轴承。在其它示例中，辊子元件可限定圆柱形形状，该圆柱形形状与搁架部分912和对应孔口908相互作用。孔口908的外边缘916的形状与搁架部分912的形状相组合地限定用于每个摆锤质量吸收器904的运动路径。

在质量板906静止的同时，摆锤质量吸收器904各自通常保持静止且并不移动。然而，当质量板906绕轴线901旋转时，每个摆锤质量吸收器904均根据对应孔口的形状振荡或行进。例如，在每个摆锤质量吸收器904绕对应辊子元件914行进时，辊子元件914外表面的一部分横穿每个孔口908A和908B的外边缘916。因此，每个摆锤质量吸收器904沿着由外边缘916的轮廓确定的特定预定路径行进，这控制每个对应摆锤质量吸收器904的移动。摆锤质量吸收器904沿着预定路径的移动抵消与发动机操作相关联的至少一些转矩扰动，由此减小扭转振动。每个质量吸收器的固定质量和预定运动路径致使这些质量吸收器具有与基板的速度成比例地改变的共振。因此，质量吸收器可配置成抵消发动机的扭转振动输入转矩的特定振动阶数。

参照图14，曲线图1000示出在具有和不具有摆锤质量吸收器的两种情形下具有表簧阻尼器的阻尼器系统的振动响应。水平轴线1002表示输入转矩使得转矩传递机构以RPM计的旋转速度。垂直轴线1004表示在第六挡位中以150Nm的发动机输入的第一阶振动的以每秒相对角度旋转计的TOV性能。通过参照，此种发动机操作状况可对应于高速公路速度巡航，该高速公路速度巡航是通常针对给定推进系统发生的操作状况。曲线1006表示仅仅具有如上所述弹簧阻尼器的转矩传递装置的性能。曲线1008表示同时具有弹簧阻尼器和摆锤质量振动吸收器机构的转矩传递装置的振动性能。性能改变实际上可能是显著的，因为在操作范围上大大地减小传动系振动的特定阶数。具体地说，曲线1008的幅度以约1100RPM下降到可接受阈值(约0.5TOV)之下。相较而言，表示不具有摆锤质量吸收器的性能的曲线1006并不满足优选的振动性能，直到约1600rpm为止。因此，变矩器离合器能较快地完全锁定(在大致500RPM的较低速度下)，以改进燃料经济性。

如上所述，CPA系统通常配置成适应单个发动机振动阶数，而针对给定推进系统可存在又一些若干振动阶数。由于振动响应针对摆锤质量吸收器的质量、位置、惯性和移动路径是独特的，因而来自发动机的转矩输入的振动频率的变化可落在单个CPA的有效范围以外。因此，可期望具有一种CPA机构，该CPA机构能够吸收与多个振动阶数发动机相关联的振动。参照图15，曲线图1100示出针对一定范围的不同发动机振动阶数根据发动机速度的制动转矩。水平轴线1102表示转矩传递机构的以每分钟转数(RPM)计的旋转输出速度。垂直轴线1104表示发动机以Nm计的制动转矩。发动机转矩振荡阶数可以是如下整数：该整数限定为每发动机转数的发动机转矩振荡数量。曲线1106、1108、1110、1112、1114和1116分别表示第一阶发动机振动至第六阶振动模式的性能。虽然每个发动机振动阶数均需要一定程度缓解，但较低阶数的振动通常最大且由于它们的低频率而最难以吸收。例如当指代四缸发动机时，在正常操作模式期间可存在第二阶振动，且当处于气缸停用模式中时存在第一阶振动。因此，CPA系统可设置成吸收最差的低阶振动，且转矩传递机构可依赖于一个或多个阻尼器以缓解较高阶振动。质量板的预定运动路径提供在圆形和摆线路径之上的改进振动减小。此外，该路径允许在快速地发动机速度改变期间快速且平稳的瞬态响应。

参照图16，示出双CPA配置的剖视图。转矩传递装置1200设置成变矩器的一部分，该变矩器包括与上文所述示例相类似的部件。在可适用的情形下，类似的附图标记适合于指代类似的部件。转矩传递装置1200包括表簧阻尼器1202，该表簧阻尼器设置成与多个摆锤质量吸收器1204协配。类似于之前的示例，每个质量吸收器1204可移动地联接于质量板1206。在图16的示例中，提供两种不同类型的质量吸收器，其中，每种质量吸收器不同地抵消不同阶的振动输入。多个质量吸收器的第一子组1208位于距旋转轴线1201的第一距离1210处，以衰减第一模式扭转振动。类似地，多个质量吸收器的第二子组1212位于距旋转轴线1201的第二距离1214处，以衰减第二模式扭转振动。第一质量吸收器1208和第二质量吸收器的组的每个也可具有独特的质量和形状，以引起不同的惯性效应。在一些示例中，每个对应孔口的引导外边缘的形状可以是独特的，以致使第一组摆锤质量块相对于第二组摆锤质量块采取不同的移动路径。这样，距旋转轴线的距离、独特惯性特性和/或独特运动路径的至少一个的组合允许单独的CPA能独立地影响对不同发动机操作模式的响应。更确切地说，可启用第一组质量吸收器1208来抵消第一阶发动机振动，且可启用第二组质量吸收器1212来抵消不同的第二阶发动机振动。通过前述变型，表簧阻尼器可使得变矩器离合器能利用有效的成本和质量在车辆发动机的低速度和所有点火部分下锁定。

虽然上文描述了示例性实施例，但并不旨在这些实施例描述由权利要求所涵盖的所有可能形式。变型的上文描述仅仅是对被认为落在本发明范围内的部件、元件、动作、产品和方法的说明。说明书中使用的词语是描述性而非限制性的词语，且应理解的是，能做出各种改变，而不会偏离本发明的精神和范围。如前所述，各种实施例的特征能组合和重新设置，以形成本发明可能并未明显描述或说明的又一些实施例。虽然可相对于一个或多个期望特性将各个实施例描述为关于其他实施例或现有技术实施方式提供优点或者是优选的，但本领域普通技术人员会认识到的是，一个或多个特征或特性能组合以实现期望的总体系统属性，这取决于特定应用和实施方式。这些属性能包括但不限于成本、强度、耐久性、生命周期成本、可市售性、外观、封装、尺寸、可维护性、重量、可制造性、易于组装性等等。这样，相对于一个或多个特性描述为比其它实施例或现有技术实施方式较为不理想的实施例并不落在本发明范围以外并且对于特定应用会是期望的。

Claims (7)

1.一种转矩传递机构，包括：

输入构件，以从燃烧发动机接收绕旋转轴线的输入转矩；

输出构件，联接于所述输入构件，以将所述输入转矩传递至传动系部件；

至少一个表簧，以限制所述输入构件和所述输出构件之间的相对旋转；

质量板，联接于所述输出构件并且配置成绕所述旋转轴线旋转；

第一组摆锤质量吸收器，在距所述旋转轴线的第一距离处可移动地联接于所述质量板；以及

第二组摆锤质量吸收器，在距所述旋转轴线的第二距离处可移动地联接于所述质量板，

其中，所述表簧设置成衰减第一范围的输入转矩振动，并且所述第一组摆锤质量吸收器和第二组摆锤质量吸收器设置成衰减第二范围的输入转矩振动，其中所述第一组摆锤质量吸收器设置成衰减第一阶输入转矩振动，且所述第二组摆锤质量吸收器设置成衰减第二阶输入转矩振动。

2.根据权利要求1所述的转矩传递机构，其中，所述第一组摆锤质量吸收器和所述第二组摆锤质量吸收器的至少一个包括成对相对质量块，所述成对相对质量块夹持所述质量板的一部分。

3.根据权利要求1所述的转矩传递机构，其中，所述第一组摆锤质量吸收器的至少一个限定与所述第二组摆锤质量吸收器的每个不同的质量块。

4.根据权利要求1所述的转矩传递机构，其中，所述质量板限定与每组摆锤质量吸收器的每个摆锤质量块相对应的孔口，且每个摆锤质量块限定突部，所述突部延伸通过对应的孔口，并且与所述孔口的成形边缘相互作用，以限定所述摆锤质量块的运动路径。

5.根据权利要求4所述的转矩传递机构，进一步包括辊子元件，所述辊子元件设置在所述成形边缘和所述突部之间。

6.根据权利要求5所述的转矩传递机构，其中，所述突部包括弯曲的搁架以接纳所述辊子元件。

7.根据权利要求1所述的转矩传递机构，其中，所述转矩传递机构集成为变矩器流体联接器装置的一部分。

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