DE10018955A1 - Schwingungsdämpfersystem - Google Patents

Abstract

Ein Schwingungsdämpfersystem (10) zum bevorzugten Bedämpfen von Drehungleichförmigkeiten mit einer Frequenz oder in einem Frequenzbereich im Bereich einer kritischen Anregungsfrequenz eines Antriebsstranges umfasst einen ersten Dämpferbereich (54), umfassend wenigstens eine Auslenkungsmasse (58), welche an einem um eine Drehachse (A) drehbaren Auslenkungsmassenträger (56) derart getragen ist, dass bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten eine radiale Lage derselben bezüglich der Drehachse (A) veränderbar ist, und einen zweiten Dämpferbereich (36), umfassend eine Dämpferelementenanordnung, welche bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten unter Erzeugung einer Rückstellkraft elastisch verformbar ist. Dabei ist vorgesehen, dass der erste Dämpferbereich (54) zur Verringerung von durch eine erste vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung induzierbaren Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist, dass der zweite Dämpferbereich (36) im Wesentlichen zur Verringerung von durch eine zweite vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung induzierbaren Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist, wobei ein Zustand, in welchem die Anregungsfrequenz der zweiten vorbestimmten Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung im Bereich der kritischen Anregungsfrequenz liegt, im Bereich einer Anregungsdrehzahl eines Antriebsaggregats auftritt, bei welcher das durch das Antriebsaggregat maximal bereitstellbare Antriebsdrehmoment geringer ist als ein Maximalantriebsdrehmoment des ...

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Schwingungsdämpfersystem zum bevorzugten Bedämpfen von Drehungleichförmigkeiten mit einer Frequenz oder in einem Frequenzbereich im Bereich einer kritischen Anregungs­ frequenz eines Antriebsstranges, umfassend einen ersten Dämpferbereich, umfassend wenigstens eine Auslenkungsmasse, welche an einem um eine Drehachse drehbaren Auslenkungsmassenträger derart getragen ist, dass bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten eine radiale Lage derselben bezüglich der Drehachse veränderbar ist, und einen zweiten Dämpferbe­ reich, umfassend eine Dämpferelementenanordnung, welche bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten unter Erzeugung einer Rückstellkraft elastisch verformbar ist.

Bei Antriebssystemen können im Drehbetrieb auftretende Drehungleichför­ migkeiten zu Schwingungsanregungen in verschiedenen Bereichen derselben führen. Diese Schwingungsanregungen wiederum haben zur Folge, dass beispielsweise Klappergeräusche auftreten, beispielsweise durch die Anregung von Schwingungen bei momentan nicht eingelegten Gangstufen eines Getriebes, was sich für den Fahrer oder die Insassen eines Fahrzeugs unangenehm bemerkbar macht. Durch das Bereitstellen verschiedener Dämpferbereiche wird daher versucht, der Anregung derartiger Schwingun­ gen entgegenzutreten, beispielsweise vermittels sogenannter drehzahladap­ tiver Tilger, bei welchen Auslenkungsmassen im Fliehpotential bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten entgegen der Fliehkraft auslenkbar sind, um auf diese Art und Weise eine Gegenschwingung zu induzieren, oder dadurch, dass durch das Einführen von Elastizitäten im Bereich von Dämpferelementenanordnungen auftretende Schwingungen abgedämpft werden. Während die sogenannten drehzahladaptiven Tilger letztendlich auf eine bestimmte Anregungsordnung abgestimmt sind, so dass deren Resonanzbereich sich mit zunehmender Drehzahl ebenso verschiebt wie eine möglicherweise anregende Schwingungsordnung, bilden die Dämpfer­ elementenanordnungen einsetzenden Dämpferbereiche mehr oder weniger breitbandige Dämpfer, in deren Wirkungsbereich dann die auftretenden Schwingungen abgedämpft werden.

Es ist das Ziel der vorliegenden Erfindung, durch geeignete Abstimmung der verschiedenen Dämpferbereiche, die im Bereich von Antriebssystemen möglicherweise auftretenden Schwingungsanregungen effizient zu mindern beziehungsweise deren Entstehung zu unterdrücken.

Gemäß der vorliegenden Erfindung wird diese Aufgabe gelöst durch ein Schwingungsdämpfersystem zum bevorzugten Bedämpfen von Drehun­ gleichförmigkeiten mit einer Frequenz oder in einem Frequenzbereich im Bereich einer kritischen Anregungsfrequenz eines Antriebsstranges, umfassend einen ersten Dämpferbereich, umfassend wenigstens eine Auslenkungsmasse, welche an einem um eine Drehachse drehbaren Auslenkungsmassenträger derart getragen ist, dass bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten eine radiale Lage derselben bezüglich der Drehachse veränderbar ist, und einen zweiten Dämpferbereich, umfassend eine Dämpferelementenanordnung, welche bei Auftreten von Drehungleich­ förmigkeiten unter Erzeugung einer Rückstellkraft elastisch verformbar ist.

Dabei ist erfindungsgemäß dann weiter vorgesehen, dass der erste Dämpferbereich zur Verringerung von durch eine erste vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung induzierbaren Drehungleichför­ migkeiten vorgesehen ist, dass der zweite Dämpferbereich im Wesentlichen zur Verringerung von durch eine zweite vorbestimmte Drehungleichför­ migkeitsanregungsordnung induzierbaren Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist, wobei ein Zustand, in welchem die Anregungsfrequenz der zweiten vorbestimmten Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung im Bereich der kritischen Anregungsfrequenz liegt, im Bereich einer Anregungs­ drehzahl eines Antriebsaggregats auftritt, bei welcher das durch das Antriebsaggregat maximal bereitstellbare Antriebsdrehmoment geringer ist als ein Maximalantriebsdrehmoment des Antriebsaggregats, und dass das Dämpfungsverhalten der Dämpferelementenanordnung auf das im Bereich der Anregungsdrehzahl maximal bereitstellbare Antriebsdrehmoment des Antriebsaggregats abgestimmt ist.

Zunächst wird also bei der vorliegenden Erfindung der erste Dämpferbereich, welcher einen sogenannten drehzahladaptiven Tilger bildet, auf eine bestimmte Anregungsordnung der Drehungleichförmigkeiten abgestimmt. Der zweite Dämpferbereich, welcher also unter Einsatz von Dämpfer­ elementen wirkt, ist auf die weiteren Drehungleichförmigkeitsanregungsord­ nungen abgestimmt, insbesondere auf die nächsthöhere Anregungsordnung mit signifikanter Anregungsamplitude im Bereich der kritischen Anregungs­ frequenz, beziehungsweise ist zur Verringerung von durch derartige Anregungsordnungen induzierbaren Drehungleichförmigkeiten vorgesehen. Bei der Auslegung des zweiten Dämpferbereichs wird berücksichtigt, dass die Anregungsfrequenz(en) der Drehungleichförmigkeitsanregungsord­ nung(en), auf welche dieser Dämpferbereich abgestimmt ist (sind), dann im Bereich der kritischen Anregungsfrequenz liegt (liegen), d. h. vor allem dann besonders kritisch ist (sind), wenn das Antriebsaggregat mit einer Anre­ gungsdrehzahl dreht, die zur Erzeugung eines maximal bereitstellbaren Antriebsdrehmomentes führt, das kleiner ist als das durch das Antriebs­ aggregat bereitstellbare Maximalantriebsdrehmoment. Unter Berücksichti­ gung der Tatsache, dass also derjenige Drehzahlbereich, in welchem der zweite Dämpferbereich besonders effektiv wirksam sein soll, ein Drehzahl­ bereich ist, bei dem das durch das Antriebsaggregat abgegebene Antriebs­ drehmoment kleiner ist als das Maximalantriebsdrehmoment, wird nun das Dämpfungsverhalten der Dämpferelementenanordnung unter Berücksichti­ gung dieses im Bereich der Anregungsdrehzahl maximal abgebbaren Antriebsdrehmomentes ausgelegt. Dies bedeutet also, dass die Dämpfer­ elementenanordnung nicht so ausgelegt ist, dass sie im Bereich ihrer Elastizität auch das Maximalantriebsdrehmoment noch übertragen kann, sondern es kann letztendlich die Dämpferelementenanordnung mit deutlich höherer Elastizität (d. h. geringerer Steifigkeit) bereitgestellt werden, da sie im Wesentlichen nur wirksam sein muss, bis zu oder geringfügig über einem Antriebsdrehmoment, das nicht so groß ist, wie das Maximalantriebs­ drehmoment. Diese größere Elastizität im Bereich der Dämpferelementen­ anordnung hat zur Folge, dass das gesamte Eigenschwingungsverhalten eines mit einem derartigen System ausgestatteten Antriebsstranges verändert werden kann, insbesondere in einer Richtung, bei welcher die kritische Anregungsfrequenz abgesenkt werden kann. Durch diese Absenkung wird jedoch der Drehzahlbereich, der oberhalb der kritischen Anregungsfrequenz liegt, vergrößert, so dass die potentielle Gefahr, dass mit unter oder im Bereich der kritischen Anregungsfrequenz liegender Drehzahl gefahren wird, verringert wird. Insbesondere kann eine Ver­ schiebung in den Bereich unter die Leerlaufdrehzahl stattfinden, so dass letztendlich im gesamten Drehzahlbereich das Antriebssystem hinsichtlich der kritischen Anregungsfrequenz überkritisch betrieben wird und vor allem eine Anregung mit der kritischen Anregungsfrequenz durch die zweite vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung im Wesentlichen nicht mehr auftreten kann.

Vorzugsweise ist bei dem erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfersystem vorgesehen, dass die erste vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanre­ gungsordnung dann, wenn deren Anregungsfrequenz im Bereich der kritischen Anregungsfrequenz liegt, eine vergleichsweise höhere Anregungs­ amplitude aufweist, und dass die zweite vorbestimmte Drehungleichförmig­ keitsanregungsanordnung dann, wenn deren Anregungsfrequenz im Bereich der kritischen Anregungsfrequenz liegt, eine vergleichsweise geringere Anregungsamplitude aufweist.

Wie bereits ausgeführt, kann bei dem erfindungsgemäßen Schwingungs­ dämpfersystem vorgesehen sein, dass das über die Dämpferelementen­ anordnung im Bereich von deren elastischer Verformung maximal übertrag­ bare Drehmoment wenigstens dem im Bereich der Anregungsdrehzahl des Antriebsaggregats durch dieses maximal bereitstellbaren Antriebsdrehmo­ ment entspricht. Um hier dafür zu sorgen, dass nicht bereits Drehungleich­ förmigkeiten mit relativ geringer Amplitude dazu führen, dass die Dämpfer­ elementenanordnung die Grenze ihres Bereichs elastischer Verformung erreicht und letztendlich auf Block gesetzt wird beziehungsweise starr überbrückt wird, wird vorgeschlagen, dass das über die Dämpferelementen­ anordnung im Bereich von deren elastischer Verformung mindestens übertragbare Drehmoment dem im Bereich der Anregungsdrehzahl des Antriebsaggregats maximal bereitstellbaren Antriebsdrehmoment des Antriebsaggregats plus wenigstens einem vorbestimmten Sicherheits­ drehmoment entspricht.

Bei dem erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfersystem kann vorgesehen sein, dass das über die Dämpferelementenanordnung im Bereich von deren elastischer Verformung maximal übertragbare Drehmoment geringer ist als das Maximalantriebsdrehmoment des Antriebsaggregats.

Weiter wird vorgeschlagen, dass die Dämpferelementenanordnung eine Mehrzahl von Dämpfungsverhaltensstufen aufweist, wobei in einem ersten Bereich des über die Dämpferelementenanordnung zu übertragenden Drehmomentes, der im Wesentlichen bis zu einer Drehmomentenschwelle reicht, die im Bereich des im Bereich der Anregungsdrehzahl durch das Antriebsaggregat maximal bereitstellbaren Antriebsdrehmoments, gegebe­ nenfalls plus einem vorbestimmten Sicherheitsdrehmoment, liegt, eine höhere Elastizität aufweist, als in einem über der Drehmomentenschwelle liegenden Bereich des über die Dämpferelementenanordnung zu über­ tragenden Drehmomentes.

Durch das Bereitstellen eines mehrstufigen Dämpfungsverhaltens im Bereich der Dämpferelementenanordnung, d. h. im zweiten Dämpferbereich, kann zunächst dafür gesorgt werden, dass bis zum Erreichen der Drehmomenten­ schwelle beispielsweise eine sehr hohe Elastizität bereitgestellt ist, d. h. die Dämpferelementenanordnung ist bei gegebener Kraft relativ stark verform­ bar. Wird dann die Drehmomentenschwelle erreicht beziehungsweise über­ schritten, so fährt das System hinsichtlich der kritischen Anregungsfrequenz und der zweiten vorbestimmten Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung überkritisch, so dass letztendlich durch das Bereitstellen weiterer Dämp­ fungsverhaltensstufen mit geringerer Elastizität auch noch bei höherer Drehzahl auftretende Drehungleichförmigkeiten, welche selbst größere Amplituden aufweisen könnten, bedämpft werden können.

Bei dem erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfersystem kann vorgesehen sein, dass die erste vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsord­ nung gegeben ist durch die Anzahl der bei einer Kurbelwellenumdrehung des Antriebsaggregats auftretenden Zündungen. D. h., der erste Dämpferbereich wird letztendlich auf die zündungsinduziert auftretenden Drehungleichför­ migkeitsanregungen abgestimmt. Diese Drehungleichförmigkeitsanregungen sind insbesondere daher kritisch, das sie im mittleren Drehzahlbereich eine relativ große Anregungsamplitude aufweisen, so dass hier die Gefahr von Schwingungsanregungen bei der kritischen Anregungsfrequenz besonders groß wäre.

Beispielsweise kann vorgesehen sein, dass die Anregungsfrequenz der ersten vorbestimmten Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung bestimmt ist durch das Produkt aus Drehfrequenz und Anzahl an Zündungen pro Umdrehung.

Ferner kann das erfindungsgemäße Schwingungsdämpfersystem derart ausgebildet sein, dass die zweite vorbestimmte Drehungleichförmigkeits­ anregungsordnung gegeben ist durch die Anzahl an Zylindern des Antriebs­ aggregats. Da im allgemeinen bei Diesel- oder Ottobrennkraftmaschinen die Anzahl an Zylindern gleich dem doppelten der Anzahl an Zündungen pro Umdrehung der Kurbelwelle ist, bedeutet dies, dass bereits bei deutlich geringerer Drehzahl durch die durch oszillierende Massenkräfte aus Kolben- und Pleuelbewegung induzierten Drehungleichförmigkeitsanregungen eine Anregung im Bereich der kritischen Frequenz auftreten wird. Hier ist jedoch der als Tiefpassfilter wirkende zweite Dämpferbereich besonders wirksam, so dass auch hier das Auftreten von Schwingungsanregungen in einem Antriebsstrang effizient unterdrückt werden kann. Beispielsweise kann auch hier wieder vorgesehen sein, dass die Anregungsfrequenz der zweiten vorbestimmten Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung bestimmt ist durch das Produkt aus Drehfrequenz und Anzahl an Zylindern des Antriebs­ aggregats.

Die dem Aufbau des erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfersystems kann vorgesehen sein, dass an dem Auslenkungsmassenträger der wenigstens einen Auslenkungsmasse zugeordnet eine Auslenkungsbahnvorgesehen ist, entlang welcher die wenigstens eine Auslenkungsmasse bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten sich bewegen kann, wobei die Auslenkungsbahn einen Scheitelbereich und von diesem ausgehend Auslenkungsbereiche aufweist, wobei ein Radialabstand der Auslenkungsbereiche zur Drehachse mit zunehmendem Abstand vom Scheitelbereich abnimmt. Alternativ ist es möglich, dass die wenigstens eine Auslenkungsmasse mit dem Auslen­ kungsmassenträger an wenigstens zwei in Abstand zueinander liegenden Kopplungsbereichen bezüglich diesem bewegbar gekoppelt ist, wobei jeder Kopplungsbereich in dem Auslenkungsmassenträger eine erste Führungs­ bahnanordnung mit radial außen liegendem Scheitelbereich und in der Auslenkungsmasse eine zweite Führungsbahnanordnung mit radial innen liegendem Scheitelbereich sowie einen Kopplungsbolzen aufweist, welcher an der ersten Führungsbahnanordnung und der zweiten Führungsbahnan­ ordnung geführt und entlang derselben bewegbar ist. Weiter kann vor­ gesehen sein, dass der zweite Dämpferbereich eine Primärseite und eine gegen die Wirkung der Dämpferelementenanordnung bezüglich der Primärseite um die Drehachse drehbare Sekundärseite aufweist, wobei eine Seite von Primärseite und Sekundärseite mit dem Auslenkungmassenträger zur gemeinsamen Drehung gekoppelt oder koppelbar ist. Um eine möglichst hohe Integrationsrate in bei einem Antriebssystem vorhandenen Kom­ ponenten erzielen zu können, wird vorgeschlagen, dass der Auslenkungmas­ senträger des ersten Dämpferbereichs wenigstens einen Teil eines Schwungrades einer Reibungskupplungsanordnung bildet, und dass der zweite Dämpferbereich im Bereich einer Kupplungsscheibe der Reibungs­ kupplung vorgesehen ist.

Alternativ kann vorgesehen sein, dass der zweite Dämpferbereich wenigs­ tens einen Teil eines Zweimassenschwungrades bildet, und dass der erste Dämpferbereich an der Primärseite oder/und der Sekundärseite, vorzugs­ weise der Primärseite, des Zweimassenschwungrades vorgesehen ist.

Da, wie bereits ausgeführt, der erste Dämpferbereich im Wesentlichen als drehzahladaptiver Tilger ausgebildet ist und der zweite Dämpferbereich mit seinen elastischen Dämpferelementen im Wesentlichen als Tiefpassfilter wirkt, ist es vorteilhaft die Abstimmung derart auszugestalten beziehungs­ weise die Zuordnung zu bestimmten Anregungsordnungen derart vor­ zugeben, dass bei gegebener Drehzahl die erste vorbestimmte Drehungleich­ förmigkeitsanregungsordnung mit einer geringeren Anregungsfrequenz auftritt als die zweite vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsord­ nung.

Die vorliegende Erfindung betrifft ferner ein Schwingungsdämpfersystem zum bevorzugten Bedämpfen von Drehungleichförmigkeiten mit einer Frequenz oder in einem Frequenzbereich im Bereich einer kritischen Anregungsfrequenz eines Antriebsstranges, umfassend einen ersten Dämpferbereich, umfassend wenigstens eine Auslenkungsmasse, welche an einem um eine Drehachse drehbaren Auslenkungsmassenträger derart getragen ist, dass bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten eine radiale Lage derselben bezüglich der Drehachse veränderbar ist, und einen zweiten Dämpferbereich, umfassend eine Dämpferelementenanordnung, welche bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten unter Erzeugung einer Rückstell­ kraft elastisch verformbar ist.

Erfindungsgemäß ist dabei weiter vorgesehen, dass der erste Dämpferbe­ reich auf eine durch die Zündfrequenz induzierte Drehungleichförmigkeits­ anregungsordnung abgestimmt ist, und dass der zweite Dämpferbereich im Wesentlichen zur Verringerung von Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist, die durch eine durch Kolbenbewegung induzierte Drehungleichför­ migkeitsanregungsordnung erzeugbar sind.

Ferner betrifft die vorliegende Erfindung ein Antriebssystem, umfassend ein Antriebsaggregat, eine Getriebeanordnung und eine zur Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen dem Antriebsaggregat und der Getriebeanordnung vorgesehene Kupplungsanordnung. Dieses Antriebs­ system weist ferner ein erfindungsgemäßes Schwingungsdämpfersystem auf.

Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen anhand bevorzugter Ausführungsformen detailliert beschrie­ ben. Es zeigt:

Fig. 1 eine Längsschnittansicht einer Reibungskupplung, in welche ein erfindungsgemäßes Schwingungsdämpfersystem integriert ist;

Fig. 2 eine Axialansicht, teilweise im Schnitt, des ersten Dämpferbe­ reichs, welcher in die Kupplung der Fig. 1 integriert ist;

Fig. 3 eine der Fig. 2 entsprechende Ansicht einer alternativen Ausgestaltungsart des ersten Dämpferbereichs;

Fig. 4 ein dreidimensionales Diagramm, welches in Abhängigkeit von der Drehzahl jeweils die Stärke, d. h. Amplitude, darstellt, mit welcher bestimmte Anregungsordnungen in einem Antriebs­ system auftreten;

Fig. 5 ein Diagramm, das das in Abhängigkeit von der Motordrehzahl abgegebene beziehungsweise maximal erzeugbare Antriebs­ drehmoment darstellt;

Fig. 6 verschiedene Alternativen für Dämpfungskennlinien des zweiten Dämpferbereichs des erfindungsgemäßen Schwin­ gungsdämpfersystems;

Fig. 7 die Anregungsfrequenz verschiedener Drehungleichförmigkeits­ anregungsordnungen in Abhängigkeit von der Drehzahl des Antriebsaggregats.

Zunächst wird mit Bezug auf die Fig. 1 bis 3 ein erfindungsgemäßes Schwingungsdämpfersystem, das dort allgemein mit 10 bezeichnet ist, hinsichtlich seines konstruktiven Aufbaus insofern beschrieben, als dies für das Verständnis der vorliegenden Erfindung relevant ist.

Das Schwingungsdämpfungssystem 10 ist in eine allgemein mit 12 bezeichnete Reibungskupplung integriert. Diese Reibungskupplung 12 umfasst ein Schwungrad 14, das durch eine Mehrzahl von Befestigungs­ bolzen 16 an eine Antriebswelle 18, beispielsweise Kurbelwelle, fest angeschraubt werden kann. Mit dem Schwungrad 14 ist ein allgemein mit 20 bezeichnetes Kupplungsgehäuse fest verbunden. Im Kupplungsgehäuse 20 ist eine Anpressplatte 22 vorgesehen, die beispielsweise durch eine Mehrzahl von Tangentialblattfedern 24 oder dergleichen bezüglich des Gehäuses 20 im Wesentlichen drehfest, jedoch bezüglich diesem in Richtung einer Drehachse A verlagerbar gehalten ist. Zwischen dem Gehäuse 20 und der Anpressplatte 22 wirkt ein Kraftspeicher 26, beispiels­ weise in Form einer Membranfeder. Diese ist in ihrem radial äußeren Bereich an der Anpressplatte 22 abgestützt und ist im radial mittleren Bereich am Gehäuse 20 abgestützt, so dass sie in ihrem freigegebenen Zustand die Anpressplatte 20 in Richtung auf das Schwungrad 14 zu presst. Im radial inneren Bereich ist die Membranfeder 26 zur Beaufschlagung durch ein Ausrückersystem ausgebildet. Es sei darauf hingewiesen, dass hier ebenso der Einsatz einer Kupplung oder eines Kraftspeichers 26 des gezogenen Typs möglich ist.

Die Reibungskupplung 12 umfasst ferner eine allgemein mit 28 bezeichnete Kupplungsscheibe. Diese Kupplungsscheibe 28 weist einen Nabenbereich 30 auf, der mit einer Abtriebswelle, beispielsweise einer Getriebeeingangs­ welle, drehfest, jedoch axial verlagerbar gekoppelt werden kann. In ihrem radial äußeren Bereich trägt die Kupplungsscheibe 28 Reibbeläge 32, die zwischen der Anpressplatte 22 und dem Schwungrad 14 klemmbar sind, um im eingerückten Zustand der Kupplung 12 eine im Wesentlichen schlupffreie Drehmomentübertragungsverbindung zwischen der Antriebs­ welle 18 und der nicht dargestellten Abtriebswelle herzustellen. Im Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Nabenbereich 30 und den Reibbelägen 32 liegt ein allgemein mit 34 bezeichneter Torsions­ schwingungsdämpfer, der, wie im Folgenden noch beschrieben, einen zweiten Dämpferbereich 36 des erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfer­ systems 10 bildet. Der Torsionsschwingungsdämpfer 34 umfasst als Primärseite 38 zwei miteinander fest verbundene und zueinander in axialem Abstand liegende Deckscheibenelemente beziehungsweise Deckbleche 40, 42. Eines der Deckscheibenelemente 40, 42 trägt, beispielsweise über eine Belagfederung oder dergleichen, die Reibbeläge 32. Axial zwischen den beiden Deckscheibenelementen 40, 42 liegt ein Zentralscheibenelement 44, das einen wesentlichen Teil der Sekundärseite 46 bildet. Zwischen der Primärseite 38 und der Sekundärseite 46 wirkt eine Dämpferelementen­ anordnung 48. Diese umfasst in an sich bekannter Weise eine Mehrzahl von Dämpferfedern 50, die in Umfangsrichtung sich an jeweiligen Steuerkanten oder Steuerbereichen der Deckscheibenelemente 40, 42 beziehungsweise des Zentralscheibenelements 44 abstützen und je nach Drehmomentüber­ tragungsrichtung in einem Umfangsendbereich dann durch die Primärseite 38 und im anderen Umfangsendbereich durch die Sekundärseite 46 beaufschlagt werden und dabei unter Erzeugung einer Rückstellkraft komprimiert werden. Es ist selbstverständlich, dass die Dämpferelementen­ anordnung 48 eine Mehrzahl von Gruppen von Dämpferfedern 50 umfassen kann, wobei dann bei jeder Gruppe ein Umfangsendbereich an der Primärseite 38 und der andere Umfangsendbereich an der Sekundärseite 46 abgestützt ist und die Federn innerhalb einer derartigen Gruppe dann an sich gegenüberliegenden Umfangsendbereichen aneinander über Gleitelemente oder dergleichen abgestützt oder abstützbar sind.

Das Zentralscheibenelement 44 kann mit dem Nabenbereich 30 beispiels­ weise starr verbunden sein, kann jedoch auch unter Zwischenanordnung eines Vordämpfers oder Leerlaufdämpfers 52 in begrenztem Drehwinkelbe­ reich bezüglich des Nabenbereichs 30 drehbar sein. Ferner kann eine allgemein mit 54 bezeichnete Reibanordnung vorgesehen sein, die zwischen der Primärseite 38 und der Sekundärseite 44 oder/und der Sekundärseite 44 und dem Nabenbereich 30 oder/und der Primärseite 38 und dem Nabenbe­ reich 30 wirkt.

Das erfindungsgemäße Schwingungsdämpfersystem 10, das in die Reibungskupplung 12 integriert ist, umfasst ferner einen allgemein mit 54 bezeichneten und in Fig. 1 nur schematisch angedeuteten ersten Dämpfer­ bereich. Das Schwungrad 14 bildet einen Auslenkungsmassenträger 56 dieses ersten Dämpferbereichs 54. In dem Auslenkungsmassenträger 56 ist eine Mehrzahl von Auslenkungsmassen 58 vorgesehen, die beispiels­ weise eine rollen- oder zylinderartige Form aufweisen. Jeder Auslenkungs­ masse 58 zugeordnet ist ein Auslenkungsraumbereich 60 vorgesehen, in welchem die Auslenkungsmassen 58 sich bewegen können. Die Aus­ lenkungsräume 60 sind nach radial außen hin durch gekrümmte Ober­ flächenbereiche 62 begrenzt, die einen Scheitelbereich 64 und in Umfangs­ richtung daran angrenzend Auslenkungsbereiche 66, 68 aufweisen. Die Ausbildung kann derart sein, dass die Auslenkungsmassen 58 mit ihren Außenumfangsflächen 70 sich entlang der Oberflächenbereiche 66 bewegen können, die bei einer derartigen Ausgestaltung dann Auslenkungsbahnen bilden. Dabei ist die Konfiguration derart, dass der Scheitelbereich 64 den größten radialen Abstand zur Drehachse A aufweist, und die Auslenkungs­ bereiche 66, 68 weisen mit zunehmendem Umfangsabstand zum Scheitelbe­ reich 64 einen geringer werdenden Abstand zur Drehachse A auf. Vorzugs­ weise ist die Krümmung derart, dass bei Abrollbewegung der Auslenkungs­ massen 58 entlang der Oberflächenbereiche 62 die Massenschwerpunkte der Auslenkungsmassen 58 sich auf einer epizykloidenartigen Bahn bewegen. Im Drehbetrieb werden die Auslenkungsmassen 58 sich dann fliehkraftbedingt im Scheitelbereich 64 positionieren, und treten dann Drehungleichförmigkeiten auf, so führen diese zur Auslenkung der Auslenkungsmassen 58 aus den Scheitelbereichen 64, so dass letztendlich ein Schwingungssystem zur Schwingung angeregt wird.

Alternativ zu der vorangehend beschriebenen Ausgestaltung, bei welcher die Auslenkungsmassen 58 entlang der Oberflächenbereiche 62 abrollen können, können die Auslenkungsmassen 58 an beiden oder an wenigstens einer axialen Seite Führungsfortsätze 72 aufweisen, die unter Zwischen­ lagerung von Lagerungsbuchsen oder -hülsen 74 dann in Führungsaus­ nehmungen 76 geführt sind, die mit ihren Oberflächenbereichen wiederum Führungsbahnen 78 bereitstellen. Auch diese Führungsbahnen 78 sind derart gekrümmt, dass ihr radial außen liegender Scheitelbereich 80 die Positionierung der Auslenkungsmassen 58 im energetisch günstigsten Zustand vorgibt. Die Auslenkungsbereiche 82, 84 weisen wiederum einen mit zunehmendem Abstand vom Scheitelbereich 80 kleiner werdenden Radialabstand zur Drehachse A auf. Auch hier ist vorzugsweise die Konfiguration derart, dass bei Durchführung einer Auslenkungsbewegung die Auslenkungsmassen 58 sich mit ihren Massenschwerpunkten auf epizykloidenartigen Bahnen bewegen.

Die Auslenkungsraumbereiche 60, welche, wie in Fig. 2 erkennbar, zusammenhängen können, können in dem Auslenkungsmassenträger 56, d. h. dem Schwungrad 14, bei dessen Herstellungsvorgang eingebracht werden, ebenso wie gegebenenfalls die darin vorzusehenden Führungs­ bahnen oder Führungsausnehmungen 76. Diese Raumbereiche 60 können dann durch einen Abschlussdeckel 86 verschlossen werden, welcher gegebenenfalls ebenfalls Führungsausnehmungen 76 aufweist.

Durch das Bereitstellen des ersten Dämpferbereichs 54 und des zweiten Dämpferbereichs 36 wird also ein Schwingungsdämpfersystem 10 erhalten, bei dem der erste Dämpferbereich 54, welcher letztendlich einen drehzahl­ adaptiven Tilger bildet, durch geeignete Auswahl der Anzahl an Aus­ lenkungsmassen 58, der Massen derselben und der Konfiguration der Bahnen, entlang welcher diese sich bewegen, auf eine bestimmte Anre­ gungsordnung abgestimmt werden kann. Die zu dieser Anregungsordnung gehörende Anregungsfrequenz wird sich zusammen mit der sich gegebenen­ falls ändernden Drehzahl verschieben, wobei dann jedoch in entsprechender Weise der Resonanzbereich des ersten Dämpferbereichs 54 verschoben wird, so dass letztendlich über den gesamten Drehzahlbereich hinweg eine Abstimmung dieses ersten Dämpferbereichs 54 auf eine bestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung vorliegt und das Anregen von Schwingungen oder Drehungleichförmigkeiten durch eine bestimmte Anregungsordnung weitgehend unterbunden werden kann. Im Gegensatz dazu bildet der zweite Dämpferbereich 36 einen breitbandigen Tiefpassfilter, der in einem relativ grossen Anregungsfrequenzbereich zur Dämpfung von im Antriebsstrang auftretenden Schwingungen beiträgt. Durch geeignete Auswahl der Elastizität der Dämpferfedern 50 kann hier eine geeignete Abstimmung auf einen bestimmten Frequenzbereich vorgenommen werden.

Bevor im Folgenden die bei dem erfindungsgemäßen Schwingungssystem 10 vorzunehmende Abstimmung auf bestimmte Anregungsordnungen detailliert beschrieben wird, wird mit Bezug auf die Fig. 3 eine alternative Ausgestaltungsart des ersten Dämpferbereichs, d. h. des drehzahladaptiven Tilgers, beschrieben. Komponenten, welche vorangehend beschriebenen Komponenten hinsichtlich Aufbau beziehungsweise Funktion entsprechen, sind mit dem gleichen Bezugszeichen unter Hinzufügung eines Anhangs "a" beschrieben.

Bei dem in Fig. 3 dargestellten ersten Dämpferbereich 54a sind die Auslenkungsmassen 58a im Wesentlichen langgestreckt oder kreissegment­ artig ausgebildet. Jede Auslenkungsmasse 58a ist im Bereich von zwei Kopplungsbereichen 90a, 92a mit dem Auslenkungsmassenträger 56a, d. h. dem Schwungrad 14a, derart gekoppelt, dass fliehkraftbedingt die Auslenkungsmassen 58a sich in einer energetisch möglichst günstigen Lage, d. h. mit relativ großem Abstand zur Drehachse A, positionieren werden und bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten dann entgegen der Fliehkraftein­ wirkung nach radial innen verschoben werden. Jeder Kopplungsbereich 90a beziehungsweise 92a umfasst in den Auslenkungsmassen 58a eine Führungsausnehmung 94a, die einen radial innen liegenden Scheitelbereich 96a aufweist und mit ihrer nach radial außen weisenden Oberfläche 98a eine Führungsbahn bereitstellt. In entsprechender Weise ist jeder Führungs­ ausnehmung 94a im Auslenkungsmassenträger 56a zugeordnet an beiden axialen Seiten der Auslenkungsmassen 58a jeweils eine Führungsaus­ nehmung 100a vorgesehen, die einen radial außen liegenden Scheitelbereich 102a aufweist und mit ihrer nach radial innen weisenden Oberfläche 104a eine Führungsbahn bereitstellt.

Ferner ist bei jedem Kopplungsbereich 90a, 92a ein Kopplungsbolzen 106a vorgesehen, welcher in die jeweiligen Führungsausnehmungen 94a beziehungsweise 100a eingreift und entlang der jeweiligen Führungsbahnen 98a beziehungsweise 104a bewegbar ist. Bei Auftreten von Drehungleich­ förmigkeiten werden die Auslenkungsmassen 58a in Umfangsrichtung bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 56a verschoben. Dabei werden die Kopplungsbolzen 106a ausgehend von den Scheitelbereichen 96a, 102a entlang den Führungsbahnen 98a, 104a verschoben, mit der Folge, dass die Auslenkungsmassen 58a nach radial innen verlagert werden. Durch entsprechende Formgebung der Führungsbahnen 98a, 104a, entsprechende Auswahl der Massen der Auslenkungmassen 58a und entsprechende Auswahl der Anzahl an Auslenkungsmassen 58a kann hier ebenfalls ein Schwingungssystem erzeugt werden, das auf eine bestimmte Anregungs­ ordnung abgestimmt ist und dessen Resonanzbereich sich mit verändernder Drehzahl verschiebt.

Die Fig. 4 zeigt ein Diagramm, in welchem die in einem Antriebssystem mit einem Antriebsaggregat auftretenden Anregungsordnungen in Abhängigkeit von der Drehzahl hinsichtlich ihrer jeweiligen Anregungsamplitude darge­ stellt sind. Man erkennt, dass hier im Wesentlichen drei Anregungsord­ nungen vorhanden sind, die als die zweite Anregungsordnung, die vierte Anregungsordnung und die sechste Anregungsordnung bezeichnet sind. Die zweite Anregungsordnung resultiert im Wesentlichen daraus, dass bei einer Vierzylinderbrennkraftmaschine pro Umdrehung der Kurbelwelle zwei zeitlich zueinander versetzt liegende Zündungen auftreten. D. h., die zweite Anregungsordnung hat eine Anregungsfrequenz, die sich ergibt aus dem Produkt aus Drehzahl beziehungsweise der in Übereinstimmung mit der Drehzahl stehenden Drehfrequenz und der Anzahl an Zündungen pro Umdrehung, also im Falle einer Vierzylinderviertaktmaschine zwei. Diese zweite Anregungsordnung ist besonders in einem mittleren Drehzahlbereich von etwa 1500 Umdrehungen pro Minute bis 3000 Umdrehungen pro Minute besonders kritisch, da hier eine besonders hohe Anregungsamplitude vorliegt.

Die nächste kritische Anregungsordnung ist die vierte Anregungsordnung. Diese resultiert bei einer Vierzylindermaschine daraus, dass pro Umdrehung vier Kolben und Pleuel verschoben werden müssen und entspricht letztendlich der Bewegungsfrequenz der Zylindergesamtheit. Die Anregungs­ frequenz der vierten Anregungsordnung bestimmt sich letztendlich aus dem Produkt der Drehzahl beziehungsweise der zugehörigen Drehfrequenz und der Anzahl an Zylindern, also vier.

Die sechste Anregungsordnung ist, wie in Fig. 4 erkennbar, von geringerer Anregungsamplitude und somit hinsichtlich der dadurch erzeugten Schwingungsanregungen in einem Antriebssystem von geringerer Bedeu­ tung.

Es ist ferner bekannt, dass bei Antriebssystemen induziert durch die verschiedenen Anregungsordnungen verschiedene Schwingungssysteme zur Schwingung angeregt werden können. Ein derartiges besonders kritisches Schwingungssystem ist gebildet durch verschiedene Zahnradzüge oder Drehmomentübertragungswege in einer Getriebeanordnung, die momentan nicht zur Drehmomentübertragung beitragen. Die Komponenten dieser Übertragungswege können dann mit dem vorhandenen Bewegungsspiel im Wesentlichen frei gegeneinander schwingen, was zu dem bekannten und für Fahrzeuginsassen unangenehm spürbaren Phänomen des Getrieberasselns führt. Diese im Fahrbetrieb besonders kritische Schwingungsanregung tritt je nach Getriebetyp bei verschiedener Eigenfrequenz auf, die im allgemeinen zwischen 40 und 70 Hz liegt. Für die folgende Erklärung sei also angenom­ men, dass die besonders kritische Eigenfrequenz f_krit eines derartigen Schwingungssystems bei 50 Hz liegt, wie dies beispielsweise im Diagramm der Fig. 7 veranschaulicht ist. Diese kritische Eigenfrequenz f_krit ist eine vom Drehzustand des Antriebaggregats im Wesentlichen unbeeinflusste Größe und liegt daher über den gesamten Drehzahlbereich hinweg näherungsweise bei einem konstanten Wert.

Im Falle eines Vierzylinderantriebsaggregats werden also mit sich ändernder Drehzahl die verschiedenen besonders kritischen Anregungsordnungen, also die zweite und die vierte Anregungsordnung, die, wie vorangehend beschrieben, hinsichtlich ihrer Anregungsfrequenz sich mit der Drehzahl verschieben, in unterschiedlichen Drehzahlbereichen jeweils die Linie der kritischen Frequenz f_krit schneiden. Auch dies ist in Fig. 7 dargestellt. Man erkennt, dass die vierte Anregungsordnung, welche die doppelte Anregungs­ frequenz der zweiten Anregungsordnung aufweist, etwa bei 750 Um­ drehungen der Antriebsaggregats die Linie der kritischen Frequenz f_krit schneidet. Eine Drehzahl von 750 Umdrehungen pro Minute entspricht einer Drehfrequenz von 12,5 Hz. Dies multipliziert mit der Zahl 4 (= Zahl der Zylinder) ergibt bei 750 Umdrehungen eine Anregungsfrequenz der vierten Ordnung von 50 Hz, was letztendlich der kritischen Frequenz f_krit entspricht. Dies bedeutet letztendlich, dass bei einer Drehzahl von 750 Umdrehungen, welche im Folgenden als Anregungsdrehzahl N_A bezeichnet wird, bedingt auch durch die in Fig. 4 erkennbare dort bereits relativ große Anregungs­ amplitude der vierten Anregungsordnung, die Gefahr einer Schwingungs­ anregung des eine Eigenfrequenz von 50 Hz aufweisenden Schwingungs­ systems im Getriebe besteht.

Im Falle der zweiten Anregungsordnung erkennt man, dass diese bei 1500 Umdrehungen pro Minute die Linie der kritischen Frequenz fkrit schneidet. Eine Drehzahl von 1500 Umdrehungen pro Minute entspricht einer Drehfrequenz von 25 Hz. Dies multipliziert mit der Zahl zwei (= Zahl der Zündungen pro Umdrehung) ergibt wieder eine Anregungsfrequenz der zweiten Anregungsordnung bei 1500 Umdrehungen pro Minute von 50 Hz.

Man erkennt in Fig. 4, dass bei 1500 Umdrehungen pro Minute die zweite Anregungsordnung hinsichtlich ihrer Anregungsamplitude nahezu den Maximalwert aufweist, so dass vor allem bei dieser Drehzahl die Gefahr einer Schwingungsanregung mit der Eigenfrequenz 50 Hz besonders groß ist.

Um dieser Schwingungsanregungsgefahr entgegenzutreten, wird zunächst bei dem erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfersystem 10 derart vorgegangen, dass, wie bereits vorangehend beschrieben, durch ent­ sprechende Ausgestaltung des ersten Dämpferbereichs 54 dieser hinsicht­ lich seines Eigenschwingungsverhaltens letztendlich auf die besonders kritische zweite Anregungsordnung abgestimmt wird. Der Resonanzbereich des ersten Dämpferbereichs 54 wird folglich auf die zweite Ordnung der Drehzahl gelegt, d. h. dieser erste Dämpferbereich 56 weist eine Eigen­ frequenz auf, die doppelt so hoch ist, wie die Drehfrequenz, mit welcher das gesamte System sich dreht. Ebenso wie die zweite Anregungsordnung wird dann die Eigenfrequenz oder der Resonanzbereich des ersten Dämpferbe­ reichs 54 sich zusammen mit der Drehzahl verschieben, so dass letztendlich über den gesamten Drehzahlbereich hinweg der Resonanzbereich des Dämpferbereichs 54 der zweiten Anregungsordnung überlagert ist und somit zu einer effizienten Tilgung dieser Anregungsordnung beziehungsweise von dadurch induzierten Schwingungsanregungen beiträgt. Dies bedeutet also, dass über den gesamten Drehzahlbereich hinweg Schwingungsanregungen, die von der zweiten Anregungsordnung herrühren, nicht mehr zu erwarten sind beziehungsweise weitgehend eliminiert wurden. Als besonders kritisch verbleibt dann noch die vierte Anregungsordnung, welche, wie vorangehend ausgeführt, vor allem im Bereich geringerer Drehzahlen, d. h. bei der Anregungsdrehzahl N_A, zur Gefahr einer Schwingungsanregung innerhalb des Getriebes führen könnte.

Um dieser Schwingungsanregung entgegenzutreten, wird gemäß der vorliegenden Erfindung der zweite Dämpferbereich 36 derart ausgelegt, dass er effizient zur Bedämpfung von durch die vierte Anregungsordnung induzierten Schwingungen beiträgt. Zur Erklärung der Vorgehensweise bei der Ausgestaltung beziehungsweise Abstimmung des zweiten Dämpferbe­ reichs 36 sei zunächst auf die Fig. 5 verwiesen, in welcher über der Drehzahl des Antriebsaggregats beispielsweise das jeweils maximal erzeugbare Antriebsdrehmoment des Antriebsaggregats dargestellt ist. Man erkennt, dass etwa bei 3000 Umdrehungen pro Minute das Antriebs­ aggregat das absolut größte Antriebsdrehmoment M_max abgibt. Unterhalb dieser Drehzahl liegt in diesem Beispiel ein näherungsweise linearer Anstieg vor.

Wie bereits ausgeführt, ist der hinsichtlich der vierten Anregungsordnung besonders kritische Drehzahlbereich ein Bereich, der um die Anregungs­ drehzahl N_A herum liegt, also im Falle einer Vierzylindermaschine und für den Fall, dass die kritische Anregungsfrequenz bei etwa 50 Hz liegt, bei einer Drehzahl von 750 Umdrehungen pro Minute liegt. Man erkennt jedoch, dass das bei 750 Umdrehungen pro Minute maximal erzeugbare Antriebs­ drehmoment M_Mot des Antriebsaggregats noch weit unterhalb des maxima­ len Antriebsdrehmoments M_max liegt. Aus dieser deutlichen Momentendiffe­ renz zieht nun die vorliegende Erfindung bei der Abstimmung des zweiten Dämpferbereichs 36 wesentlichen Nutzen. Bedingt durch die Tatsache, dass das bei der Anregungsdrehzahl N_A maximal erzeugbare Antriebsdrehmoment M_Mot relativ gering ist, wird die Elastizität der Dämpferfedern 50 beziehungs­ weise der Dämpferelementenanordnung 48 derart ausgewählt, dass das durch diese im Bereich von deren Elastizität übertragbare Antriebsdrehmo­ ment M_TD im Bereich des bei der Anregungsdrehzahl N_A maximal erzeug­ baren Antriebsdrehmomentes M_Mot liegt beziehungsweise einen vor­ bestimmten Sicherheitsabstand s darüber liegt. Bis zum Erreichen des Antriebsdrehmomentes M_TD werden letztendlich dann die Dämpferfedern 50 komprimiert, und bei Erreichen des Antriebsdrehmomentes M_TD werden die Dämpferfedern 50 entweder auf Block gesetzt oder durch Winkelbegren­ zungsanschläge überbrückt, um eine Beschädigung derselben zu verhindern. Weiter ist es möglich, wie im Folgenden beschrieben, dass dann eine zweite Dämpferstufe des zweiten Dämpferbereichs 36 wirksam wird, die gegebe­ nenfalls eine deutlich geringere Elastizität aufweist.

Der Sicherheitsabstand s ist vorzugsweise derart ausgewählt, dass die im Bereich der Anregungsdrehzahl N_A bereits induzierten Drehungleichförmig­ keiten hinsichtlich ihrer Amplitude noch so gering sind, dass sie nicht zu einem kurzzeitigen Überschreiten des Antriebsdrehmomentes M_TD führen können.

Aus dem Diagramm der Fig. 5 erkennt man nun, dass bedingt durch das relativ geringe im Bereich der Elastizität maximal übertragbare Antriebs­ drehmoment M_TD die Dämpferfedern 15 mit vergleichsweise großer Elastizität ausgebildet werden können, d. h. die pro Kraft erzeugte Kom­ pression ist vergleichsweise groß. Dies wird aus dem Diagramm der Fig. 6 erkennbar. Dort stellt die Linie a den Verlauf des über die Dämpfer­ elementenanordnung 48 übertragenen Drehmomentes in Abhängigkeit vom Drehwinkel für den Zustand dar, in welchem eine Abstimmung auf das durch das Antriebsaggregat maximal übertragbare Antriebsdrehmoment M_max vorgesehen ist. Der maximal zulässige Verdrehwinkel α_max darf erst erreicht werden, wenn auch das maximal mögliche Drehmoment M_max erreicht ist. Daraus resultiert eine relativ steile Momentenkennlinie. Die Linie b re­ präsentiert den Verlauf, bei dem nunmehr eine Abstimmung der Elastizität der Dämpferelementenanordnung 48 auf das bei der Anregungsdrehzahl N_A maximal erzeugbare Antriebsdrehmoment M_Mot vorgenommen wurde. Man erkennt, dass bei deutlich flacherem Verlauf der Momentenkennlinie das Antriebsdrehmoment M_TD bereits bei einem deutlich geringeren Ver­ drehwinkel erzielt wird. Dies bedeutet letztendlich, dass bei der erfindungs­ gemäß vorzunehmenden Abstimmung ein deutlich geringeres Federvolumen zum Erhalt des erforderlichen Drehwinkels ausreicht, was sich positiv auf die gesamte Baugröße eines derartigen Systems auswirkt.

Das geringste Federvolumen wird dann erreicht, wenn - bei weniger rasselempfindlichen Getrieben - die größere Steilheit a der Momentenkenn­ linie beibehalten werden kann, und das Antriebsdrehmoment M_TD deshalb bereits bei äußerst geringen Verdrehwinkeln erzielt wird.

Der Einsatz deutlich weicherer Federn bei der Dämpferelementenanordnung 48 führt nun jedoch dazu, dass das Eigenschwingungsverhalten des gesamten Antriebsstranges in derartiger Weise beeinflusst wird, dass die Eigenfrequenzen nach unten verschoben werden. Wie bereits ausgeführt, liegt die Anregungsdrehzahl N_A bei einer kritischen Eigenfrequenz von 50 Hz bei etwa 750 Umdrehungen pro Minute. Wird nunmehr jedoch die kritische Eigenfrequenz f_krit nach unten verschoben, so wird in entsprechender Weise auch die Anregungsdrehzahl N_A nach unten verschoben und kann auf diese Art und Weise letztendlich in einen Drehzahlbereich gebracht werden, der vorzugsweise unterhalb der Leerlaufdrehzahl liegt. Dies bedeutet jedoch, dass im normalen Betrieb ein derartiges Schwingungssystem, bei welchem die Elastizität der Dämpferelementenanordnung auf das im Bereich der Anregungsdrehzahl N_A maximal erzeugbare Antriebsdrehmoment M_Mot abgestimmt ist, ein überkritischer Betrieb vorliegt, bei welchem durch die vierte Anregungsordnung letztendlich dann eine Anregung dieser nach unten nunmehr verschobenen kritischen Anregungsfrequenz f_krit nicht auftreten kann. Der zweite Dämpferbereich 36 wirkt also hier nicht nur als breitbandi­ ger Tiefpassfilter, sondern führt letztendlich zu einer Absenkung der kritischen Eigenfrequenz oder der kritischen Eigenfrequenzen, mit der Folge, dass im Drehbetrieb eine Anregung bei diesen Eigenfrequenzen durch die vierte Anregungsordnung überhaupt nicht mehr auftreten wird.

Um auch noch andere Anregungsordnungen, beispielsweise die sechste Anregungsordnung bedämpfen zu können, können im Bereich des zweiten Dämpferbereichs 36 verschiedene konstruktive Maßnahmen getroffen werden. Diese sind im Diagramm der Fig. 6 veranschaulicht. Vorangehend wurde letztendlich ein Fall beschrieben, bei welchem bei Erreichen des Antriebsdrehmomentes M_TD der zweite Dämpferbereich 36 blockiert wird, so dass, wie durch die Linie c₁ dargestellt, eine weitere Veränderung des Drehwinkels bei Erhöhung des Antriebsdrehmomentes nicht stattfinden wird. Es könnte jedoch auch noch ein weiteres Verdrehen der Primärseite 38 bezüglich der Sekundärseite 46 zugelassen werden, so dass bei konstantem Anstieg der Momentenkennlinie gemäß der Linie c₂ in einem weiteren Winkelbereich der zweite Dämpferbereich 36 wirksam ist. Weiter wäre es möglich, durch entsprechende Ausgestaltung des zweiten Dämpferbereichs 36 ein Abknicken der Momentenkennlinie und einen Übergang in die Linie c₃ zu erzwingen. Dies kann beispielsweise dadurch erreicht werden, dass bei den bereits angesprochenen Gruppen von Dämpferfedern eine oder mehrere Federn mit jeweils unterschiedlicher Federkonstante bereitgestellt werden, so dass zunächst die Federn mit geringerer Federkonstante, also höherer Elastizität, komprimiert werden, und dann die Federn mit höherer Federkonstante, also geringerer Elastizität komprimiert werden. Auch das Ineinanderschachteln mehrerer Federn kann zu einer derartigen Kennlinie führen, wenn die Federn höherer Federkon­ stante eine kürzere Umfangserstreckung aufweisen und somit erst bei Erreichen eines bestimmten Verdrehwinkels wirksam werden.

Durch die vorliegende Erfindung ist also ein Schwingungsdämpfersystem 10 bereitgestellt, bei dem durch spezielle Ausgestaltung des ersten Dämpferbe­ reichs 54 und Abstimmung desselben auf die hinsichtlich ihrer Anregungs­ amplitude besonders kritische zweite Anregungsordnung dadurch induzierte Schwingungen vollständig eliminiert werden, und bei welchem durch entsprechende Ausgestaltung des zweiten Dämpferbereichs 36, d. h. durch den Einsatz entsprechend weicher Dämpferelemente, auch die durch die vierte Anregungsordnung möglicherweise induzierbaren Drehschwingungen dadurch weitestgehend eliminiert werden, dass der Einsatz der weichen Dämpferfedern ein Verschieben der Anregungsdrehzahl N_A zu geringeren Drehzahlen, idealerweise unter die Leerlaufdrehzahl induziert, so dass ein deutlich vergrößerter überkritischer Betriebsbereich erhalten wird.

Vorangehend wurde der Abstimmungsfall beschrieben, bei welchem eine Abstimmung auf ein Vierzylinderantriebsaggregat vorgenommen wurde. Ist das Antriebsaggregat beispielsweise ein Sechszylinderantriebsaggregat, so wäre die durch die Zündfrequenz induzierte Anregungsordnung letztendlich die dritte Anregungsordnung, da pro Umdrehung der Kurbelwelle dann drei Zündungen zeitlich versetzt auftreten, und die hinsichtlich der Kolbenbewe­ gung kritische Anregungsordnung wäre die sechste Anregungsordnung, d. h. pro Umdrehung der Kurbelwelle werden sechs Kolben verschoben. Entsprechendes gilt auch für Antriebsaggregate mit entsprechend größeren Kolben- und Zylinderzahlen. Ferner wird darauf hingewiesen, dass der beschriebene zweite Dämpferbereich auch Teil eines Zweimassenschwung­ rades sein kann und dann dazu dient, Primär- und Sekundärseite, d. h. beispielsweise Eingangs- und Ausgangsmasse, dieses Zweischwungrades elastisch dämpfend zu verbinden, wobei der erste Dämpferbereich dann in der Primär- oder/und der Sekundärseite, vorzugsweise in der Primärseite angeordnet wäre, und wobei die Kupplungsscheibe dann im Momentenfluss hinter dem Zweimassenschwungrad angeordnet wäre und vorzugsweise keinen Dämpferbereich enthalten würde. Weiter wird darauf hingewiesen, dass selbstverständlich die Abstimmung der Dämpferbereiche des erfin­ dungsgemäßen Systems auch auf andere Eigenschwingungssysteme innerhalb eines Antriebsstrangs beziehungsweise andere kritische Frequen­ zen vorgenommen werden kann, die im Fahrbetrieb durch verschiedene auftretende Anregungsordnungen zur Schwingung angeregt werden können. Insofern ist der vorangehend beschriebene Fall, in welchem als besonders kritisch die innerhalb eines Getriebes auftretende Schwingungsanregung von nicht drehmomentübertragenden Zahnradzügen dargestellt wurde, lediglich als beispielhaft zu betrachten.

Ferner wird darauf hingewiesen, dass sofern im vorliegenden Text die Rede von "Verringern von Drehungleichförmigkeiten" die Rede ist, dies selbstver­ ständlich auch einen Wert von 0, also das absolute Eliminieren von Schwingungsanregungen beziehungsweise von vorne herein das Verhindern des Auftretens von Drehungleichförmigkeiten umfasst.

Claims (18)

1. Schwingungsdämpfersystem zum bevorzugten Bedämpfen von Drehungleichförmigkeiten mit einer Frequenz oder in einem Frequenz­ bereich im Bereich einer kritischen Anregungsfrequenz (f_krit) eines Antriebsstranges, umfassend:

• - einen ersten Dämpferbereich (54), umfassend wenigstens eine Auslenkungsmasse (58), welche an einem um eine Drehachse (A) drehbaren Auslenkungsmassenträger (56) derart getragen ist, dass bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten eine radiale Lage derselben bezüglich der Drehachse (A) veränder­ bar ist,
• - einen zweiten Dämpferbereich (36), umfassend eine Dämpfer­ elementenanordnung (48), welche bei Auftreten von Drehun­ gleichförmigkeiten unter Erzeugung einer Rückstellkraft elastisch verformbar ist,

dadurch gekennzeichnet,

• - dass der erste Dämpferbereich (54) zur Verringerung von durch eine erste vorbestimmte Drehungleichförmigkeits­ anregungsordnung induzierbaren Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist,
• - dass der zweite Dämpferbereich (36) im Wesentlichen zur Ver­ ringerung von durch eine zweite vorbestimmte Drehungleich­ förmigkeitsanregungsordnung induzierbaren Drehungleichför­ migkeiten vorgesehen ist,

wobei ein Zustand, in welchem die Anregungsfrequenz der zweiten vorbestimmten Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung im Bereich der kritischen Anregungsfrequenz (f_krit) liegt, im Bereich einer Anre­ gungsdrehzahl (N_A) eines Antriebsaggregats auftritt, bei welcher das durch das Antriebsaggregat maximal bereitstellbare Antriebsdrehmo­ ment (M_Mot) geringer ist als ein Maximalantriebsdrehmoment (M_max) des Antriebsaggregats, und dass das Dämpfungsverhalten der Dämpferelementenanordnung (48) auf das im Bereich der Anregungs­ drehzahl (N_A) maximal bereitstellbare Antriebsdrehmoment (M_Mot) des Antriebsaggregats abgestimmt ist.

2. Schwingungsdämpfersystem nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die erste vorbestimmte Drehungleich­ förmigkeitsanregungsordnung dann, wenn deren Anregungsfrequenz (f_krit) im Bereich der kritischen Anregungsfrequenz liegt, eine ver­ gleichsweise höhere Anregungsamplitude aufweist, und dass die zweite vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsanordnung dann, wenn deren Anregungsfrequenz im Bereich der kritischen Anregungsfrequenz (f_krit) liegt, eine vergleichsweise geringere An­ regungsamplitude aufweist.

3. Schwingungsdämpfersystem nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das über die Dämpferelementenanord­ nung (48) im Bereich von deren elastischer Verformung maximal übertragbare Drehmoment (M_TD) wenigstens dem im Bereich der An­ regungsdrehzahl (N_A) des Antriebsaggregats durch dieses maximal bereitstellbaren Antriebsdrehmoment (M_Mot) entspricht.

4. Schwingungsdämpfersystem nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das über die Dämpferelementenanord­ nung (48) im Bereich von deren elastischer Verformung mindestens übertragbare Drehmoment (M_TD) dem im Bereich der Anregungs­ drehzahl (N_A) des Antriebsaggregats maximal bereitstellbaren Antriebsdrehmoment (M_Mot) des Antriebsaggregats plus wenigstens einem vorbestimmten Sicherheitsdrehmoment entspricht.

5. Schwingungsdämpfersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das über die Dämpferelementenanord­ nung (48) im Bereich von deren elastischer Verformung maximal übertragbare Drehmoment (M_TD) geringer ist als das Maximalantriebs­ drehmoment (M_max) des Antriebsaggregats.

6. Schwingungsdämpfersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpferelementenanordnung (48) eine Mehrzahl von Dämpfungsverhaltensstufen aufweist, wobei in einem ersten Bereich des über die Dämpferelementenanordnung (48) zu übertragenden Drehmomentes, der im Wesentlichen bis zu einer Drehmomentenschwelle (M_TD) reicht, die im Bereich des im Bereich der Anregungsdrehzahl (N_A) durch das Antriebsaggregat maximal bereitstellbaren Antriebsdrehmoments (M_Mot), gegebenenfalls plus einem vorbestimmten Sicherheitsdrehmoment, liegt, eine höhere Elastizität aufweist, als in einem über der Drehmomentenschwelle (M_TD) liegenden Bereich des über die Dämpferelementenanordnung (48) zu übertragenden Drehmomentes.

7. Schwingungsdämpfersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die erste vorbestimmte Drehungleich­ förmigkeitsanregungsordnung gegeben ist durch die Anzahl der bei einer Kurbelwellenumdrehung des Antriebsaggregats auftretenden Zündungen.

8. Schwingungsdämpfersystem nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Anregungsfrequenz der ersten vorbestimmten Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung bestimmt ist durch das Produkt aus Drehfrequenz und Anzahl an Zündungen pro Umdrehung.

9. Schwingungsdämpfersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite vorbestimmte Drehungleich­ förmigkeitsanregungsordnung gegeben ist durch die Anzahl an Zylindern des Antriebsaggregats.

10. Schwingungsdämpfersystem nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Anregungsfrequenz der zweiten vorbestimmten Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung bestimmt ist durch das Produkt aus Drehfrequenz und Anzahl an Zylindern des Antriebsaggregats.

11. Schwingungsdämpfersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass an dem Auslenkungsmassenträger (56) der wenigstens einen Auslenkungsmasse (58) zugeordnet eine Aus­ lenkungsbahn (62; 78) vorgesehen ist, entlang welcher die wenigs­ tens eine Auslenkungsmasse (58) bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten sich bewegen kann, wobei die Aus­ lenkungsbahn (62; 78) einen Scheitelbereich (64; 80) und von diesem ausgehend Auslenkungsbereiche (66, 68; 82, 84) aufweist, wobei der Radialabstand der Auslenkungsbereiche (66, 68; 82, 84) zur Drehachse (A) mit zunehmendem Abstand vom Scheitelbereich (64; 80) abnimmt.

12. Schwingungsdämpfersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die wenigstens eine Auslenkungs­ masse (58a) mit dem Auslenkungsmassenträger (56a) an wenigstens zwei in Abstand zueinander liegenden Kopplungsbereichen (90a, 92a) bezüglich diesem bewegbar gekoppelt ist, wobei jeder Kopplungs­ bereich (90a, 92a) in dem Auslenkungsmassenträger (56a) eine erste Führungsbahnanordnung (104a) mit radial außen liegendem Scheitel­ bereich (102a) und in der Auslenkungsmasse (58a) eine zweite Führungsbahnanordnung (98a) mit radial innen liegendem Scheitelbe­ reich (96a) sowie einen Kopplungsbolzen (106a) aufweist, welcher an der ersten Führungsbahnanordnung (104a) und der zweiten Führungsbahnanordnung (98a) geführt und entlang derselben bewegbar ist.

13. Schwingungsdämpfersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Dämpferbereich (36) eine Primärseite (38) und eine gegen die Wirkung der Dämpferelementen­ anordnung (48) bezüglich der Primärseite (38) um die Drehachse (A) drehbare Sekundärseite (46) aufweist, wobei eine Seite von Primär­ seite (38) und Sekundärseite (46) mit dem Auslenkungmassenträger (56) zur gemeinsamen Drehung gekoppelt oder koppelbar ist.

14. Schwingungsdämpfersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass der Auslenkungmassenträger (56) des ersten Dämpferbereichs (54) wenigstens einen Teil eines Schwung­ rades (14) einer Reibungskupplungsanordnung (12) bildet, und dass der zweite Dämpferbereich (36) im Bereich einer Kupplungsscheibe (28) der Reibungskupplung (12) vorgesehen ist.

15. Schwingungsdämpfersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Dämpferbereich wenigstens einen Teil eines Zweimassenschwungrades bildet, und dass der erste Dämpferbereich an der Primärseite oder/und der Sekundärseite, vorzugsweise der Primärseite, des Zweimassenschwungrades vorgesehen ist.

16. Schwingungsdämpfersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass bei gegebener Drehzahl die erste vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung mit einer geringeren Anregungsfrequenz auftritt als die zweite vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung.

17. Schwingungsdämpfersystem zum bevorzugten Bedämpfen von Drehungleichförmigkeiten mit einer Frequenz oder in einem Frequenz­ bereich im Bereich einer kritischen Anregungsfrequenz (f_krit) eines Antriebsstranges, umfassend:

• - einen ersten Dämpferbereich (54), umfassend wenigstens eine Auslenkungsmasse (58), welche an einem um eine Drehachse (A) drehbaren Auslenkungsmassenträger (56) derart getragen ist, dass bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten eine radiale Lage derselben bezüglich der Drehachse (A) veränder­ bar ist,
• - einen zweiten Dämpferbereich (36), umfassend eine Dämpfer­ elementenanordnung (48), welche bei Auftreten von Drehun­ gleichförmigkeiten unter Erzeugung einer Rückstellkraft elastisch verformbar ist, optional in Verbindung mit einem oder mehreren der Merkmale der vorangehenden Ansprüche,

dadurch gekennzeichnet,

• - dass der erste Dämpferbereich (54) auf eine durch die Zündfre­ quenz induzierte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung abgestimmt ist,
• - dass der zweite Dämpferbereich (36) im Wesentlichen zur Ver­ ringerung von Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist, die durch eine durch Kolbenbewegung induzierte Drehungleichför­ migkeitsanregungsordnung erzeugbar sind.

18. Antriebssystem umfassend ein Antriebsaggregat, eine Getriebeanord­ nung und eine zur Herstellung einer Drehmomentübertragungsver­ bindung zwischen dem Antriebsaggregat und der Getriebeanordnung vorgesehene Kupplungsanordnung, ferner umfassend ein Schwin­ gungsdämpfungssytem nach einem der vorangehenden Ansprüche.