DE10018955B4

DE10018955B4 - drive system

Info

Publication number: DE10018955B4
Application number: DE2000118955
Authority: DE
Inventors: Dipl.-Ing. Matthias (FH) Fischer; Dipl.-Ing. Feldhaus Reinhard; Klaus Steinel; Dipl.-Ing. Kraus Paul
Original assignee: ZF Sachs AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 2000-04-17
Filing date: 2000-04-17
Publication date: 2012-12-13
Anticipated expiration: 2020-04-18
Also published as: DE10018955A1

Abstract

Antriebssystem umfassend ein Antriebsaggregat, eine Getriebeanordnung und eine zur Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen dem Antriebsaggregat und der Getriebeanordnung vorgesehene Kupplungsanordnung, ferner umfassend ein Schwingungsdämpfersystem zum bevorzugten Bedämpfen von Drehungleichförmigkeiten mit einer Frequenz oder in einem Frequenzbereich im Bereich einer kritischen Anregungsfrequenz (fkrit) 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) veränderbar ist, – einen zweiten Dämpferbereich (36), umfassend eine Dämpferelementenanordnung (48), welche bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten unter Erzeugung einer Rückstellkraft elastisch verformbar ist, – wobei der erste Dämpferbereich (54) zur Verringerung von durch eine erste vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung induzierbaren Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist, – wobei der zweite Dämpferbereich (36) im Wesentlichen zur Verringerung von durch eine zweite vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung induzierbaren Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, dass...Drive system comprising a drive unit, a gear arrangement and a clutch arrangement provided for establishing a torque transmission connection between the drive unit and the gear arrangement, further comprising a vibration damper system for preferentially damping rotational irregularities with a frequency or in a frequency range in the range of a critical excitation frequency (fcrit) of a drive train : - a first damper area (54) comprising at least one deflection mass (58) which is supported on a deflection mass carrier (56) which can be rotated about an axis of rotation (A) such that when rotational irregularities occur a radial position thereof with respect to the axis of rotation (A) can be changed, - a second damper area (36), comprising a damper element arrangement (48) which can be elastically deformed when rotational irregularities occur, generating a restoring force, - the first D damper region (54) is provided for reducing rotational irregularities which can be induced by a first predetermined rotational irregularity excitation order, - wherein the second damper region (36) is essentially intended to reduce rotational non-uniformities which can be induced by a second predetermined rotational non-uniformity excitation order, characterized in that ...

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Antriebssystem gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1. Dieses umfasst ein Antriebsaggregat, eine Getriebeanordnung und eine zur Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen dem Antriebsaggregat und der Getriebeanordnung vorgesehene Kupplungsanordnung sowie 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 Rückstellkraftelastisch verformbar ist.The present invention relates to a drive system according to the preamble of claim 1. This comprises a drive unit, a gear arrangement and a coupling arrangement provided for producing a torque transmission connection between the drive unit and the gear arrangement and a vibration damper system for preferentially damping rotational irregularities with a frequency or in a frequency range in A critical excitation frequency range of a drive train comprising a first damper region comprising at least one deflection mass carried on a deflection mass carrier rotatable about an axis of rotation such that upon occurrence of rotational nonuniformities a radial location thereof is variable with respect to the axis of rotation and a second damper region a damper element assembly which is elastically deformable upon the occurrence of rotational nonuniformities to produce a restoring force is.

Bei Antriebssystemen können im Drehbetrieb auftretende Drehungleichförmigkeiten 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 Schwingungen entgegenzutreten, beispielsweise vermittels sogenannter drehzahladaptiver 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 Dämpferelementenanordnungen einsetzenden Dämpferbereiche mehr oder weniger breitbandige Dämpfer, in deren Wirkungsbereich dann die auftretenden Schwingungen abgedämpft werden.In drive systems, rotational nonuniformities occurring in rotary operation can lead to vibrational excitations in different areas thereof. These vibration excitations in turn have the consequence that, for example, rattling noises occur, for example, by the excitation of vibrations at currently not engaged gear ratios of a transmission, which is unpleasant for the driver or the occupants of a vehicle. By providing different damper regions, it is therefore attempted to counteract the excitation of such oscillations, for example by means of so-called speed-adaptive absorbers, in which deflection masses in the centrifugal potential can be deflected against the centrifugal force when rotational irregularities occur in order to induce counter-oscillation in this way, or thereby that vibrations occurring due to the introduction of elasticities in the region of damper element arrangements are damped. While the so-called speed-adaptive absorbers are finally tuned to a certain order of excitation, so that their resonance range shifts with increasing speed as well as a possibly stimulating order of vibration, the damper sections employing damper element arrangements form more or less broadband dampers, in the effective area of which the occurring vibrations are damped.

Ein Antriebssystem gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 ist aus der DE 196 18 864 C2 bekannt. Bei diesem bekannten Antriebssystem ist der zweite Dämpferbereich nach Art eines Zweimassenschwungrads mit einer Primärseite, einer Sekundärseite und dazwischen wirkenden Dämpferfedern aufgebaut. Der erste Dämpferbereich umfasst sekundärseitig am zweiten Dämpferbereich einen Auslenkungsmassenträger mit einer Mehrzahl von kreisförmigen Öffnungen. Im radial außen liegenden Scheitelbereich dieser kreisförmigen Öffnungen sind walzenförmige Auslenkungsmassen angeordnet, die bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten am Auslenkungsmassenträger entlang der zylindrischen Innenoberflächen der kreisförmigen Öffnungen rollen und dabei ihre Radiallage bezüglich der Drehachse ändern.A drive system according to the preamble of claim 1 is known from DE 196 18 864 C2 known. In this known drive system, the second damper area is constructed in the manner of a dual-mass flywheel with a primary side, a secondary side and damper springs acting therebetween. The first damper area comprises on the secondary side on the second damper area a deflection mass carrier with a plurality of circular openings. In the radially outer apex region of these circular openings, roller-shaped deflection masses are arranged which, when rotational irregularities occur, roll on the deflection mass carrier along the cylindrical inner surfaces of the circular openings and thereby change their radial position relative to the axis of rotation.

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.It is the object of the present invention, by suitable coordination of the various damper areas, to efficiently reduce the vibration excitations possibly occurring in the area of drive systems or to suppress their formation.

Gemäß der vorliegenden Erfindung wird diese Aufgabe gelöst durch ein Antriebssystem gemäß Anspruch 1. Dieses umfasst ein Antriebsaggregat, eine Getriebeanordnung und eine zur Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen dem Antriebsaggregat und der Getriebeanordnung vorgesehene Kupplungsanordnung sowie 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 Rückstellkraft elastisch verformbar ist.According to the present invention, this object is achieved by a drive system according to claim 1. This comprises a drive unit, a gear assembly and provided for establishing a torque transmission connection between the drive unit and the gear assembly clutch assembly and a vibration damper system for the preferred damping of rotational irregularities with a frequency or in one Frequency range in the range of a critical excitation frequency of a drive train, comprising a first damper area comprising at least one deflection mass which is supported on a deflection mass carrier rotatable about a rotation axis such that upon occurrence of rotational irregularities a radial position thereof is variable with respect to the axis of rotation, and a second damper area comprising a damper element arrangement, which upon occurrence of rotational irregularities to produce a restoring force elastically h is deformable.

Dabei ist erfindungsgemäß dann weiter vorgesehen, dass der erste Dämpferbereich zur Verringerung von durch eine erste vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung induzierbaren Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist, dass der zweite Dämpferbereich 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 Antriebsaggregats, und dass das Dämpfungsverhalten der Dämpferelementenanordnung auf das im Bereich der Anregungsdrehzahl maximal bereitstellbare Antriebsdrehmoment des Antriebsaggregats abgestimmt ist.It is then further provided according to the invention that the first damper region is provided for reducing rotational irregularities inducible by a first predetermined rotational irregularity excitation order such that the second damper region is substantially provided for reducing rotational irregularities inducible by a second predetermined rotational irregularity excitation order, wherein a state in which the Excitation frequency of the second predetermined Rotationsleichförmigkeitsanregungsordnung is in the range of the critical excitation frequency occurs in the range of an excitation speed of a drive unit, wherein the maximum supply of the drive unit propulsion torque is less than a maximum drive torque of the drive unit, and that the damping behavior of the Damper element arrangement is tuned to the maximum deliverable in the region of the excitation speed drive torque of the drive unit.

Zunächst wird also bei der vorliegenden Erfindung der erste Dämpferbereich, welcher einen sogenannten drehzahladaptiven Tilger bildet, auf eine bestimmte Anregungsordnung der Drehungleichförmigkeiten abgestimmt.First, in the present invention, therefore, the first damper region, which forms a so-called speed-adaptive damper, is tuned to a specific excitation order of the rotational irregularities.

Der zweite Dämpferbereich, welcher also unter Einsatz von Dämpferelementen wirkt, ist auf die weiteren Drehungleichförmigkeitsanregungsordnungen abgestimmt, insbesondere auf die nächsthöhere Anregungsordnung mit signifikanter Anregungsamplitude im Bereich der kritischen Anregungsfrequenz, beziehungsweise ist zur Verringerung von durch derartige Anregungsordnungen induzierbaren Drehungleichförmigkeiten vorgesehen. Bei der Auslegung des zweiten Dämpferbereichs wird berücksichtigt, dass die Anregungsfrequenz(en) der Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung(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 Anregungsdrehzahl dreht, die zur Erzeugung eines maximal bereitstellbaren Antriebsdrehmomentes führt, das kleiner ist als das durch das Antriebsaggregat bereitstellbare Maximalantriebsdrehmoment. Unter Berücksichtigung der Tatsache, dass also derjenige Drehzahlbereich, in welchem der zweite Dämpferbereich besonders effektiv wirksam sein soll, ein Drehzahlbereich ist, bei dem das durch das Antriebsaggregat abgegebene Antriebsdrehmoment kleiner ist als das Maximalantriebsdrehmoment, wird nun das Dämpfungsverhalten der Dämpferelementenanordnung unter Berücksichtigung dieses im Bereich der Anregungsdrehzahl maximal abgebbaren Antriebsdrehmomentes ausgelegt. Dies bedeutet also, dass die Dämpferelementenanordnung 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 Maximalantriebsdrehmoment. Diese größere Elastizität im Bereich der Dämpferelementenanordnung 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 Verschiebung 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.The second damper region, which therefore acts with the use of damper elements, is tuned to the further rotational irregularity excitation orders, in particular to the next higher excitation order with significant excitation amplitude in the region of the critical excitation frequency, or is provided to reduce rotational irregularities inducible by such excitation orders. In the design of the second damper region, it is considered that the excitation frequency (s) of the rotational irregularity excitation order (s) to which this damper region is tuned are then in the range of the critical excitation frequency. H. especially critical is (are) when the drive unit rotates at an excitation speed, which leads to the generation of a maximum deliverable drive torque that is smaller than the maximum drive torque that can be provided by the drive unit. Taking into account the fact that the one speed range in which the second damper range should be particularly effective, a speed range in which the drive torque output by the drive unit is smaller than the maximum drive torque, now the damping behavior of the damper element arrangement is taking into account in the field the excitation speed maximum output drive torque designed. This means, therefore, that the damper element arrangement is not designed such that it can still transmit the maximum drive torque in the region of its elasticity, but ultimately the damper element arrangement can be provided with significantly higher elasticity (ie lower rigidity) since they are essentially only effective must, up to or slightly above a drive torque that is not as large as the maximum drive torque. This greater elasticity in the area of the damper element arrangement has the consequence that the entire inherent vibration behavior of a drive train equipped with such a system can be changed, in particular in a direction in which the critical excitation frequency can be lowered. By this reduction, however, the speed range, which is above the critical excitation frequency, increased, so that the potential risk that is driven at below or in the range of the critical excitation frequency speed is reduced. In particular, a shift in the range below the idle speed can take place, so that ultimately the drive system is operated supercritically in the entire speed range with respect to the critical excitation frequency and above all excitation with the critical excitation frequency by the second predetermined Rotationsleichförmigkeitsanregungsordnung substantially no longer occur.

Vorzugsweise ist bei dem erfindungsgemäßen Antriebssystem vorgesehen, dass die erste vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung dann, wenn deren Anregungsfrequenz im Bereich der kritischen Anregungsfrequenz liegt, eine vergleichsweise höhere Anregungsamplitude aufweist, und dass die zweite vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsanordnung dann, wenn deren Anregungsfrequenz im Bereich der kritischen Anregungsfrequenz liegt, eine vergleichsweise geringere Anregungsamplitude aufweist.Preferably, in the drive system according to the invention, the first predetermined rotational irregularity excitation order has a comparatively higher excitation amplitude when its excitation frequency is in the range of the critical excitation frequency, and the second predetermined rotational irregularity excitation arrangement, when its excitation frequency is in the range of the critical excitation frequency has comparatively lower excitation amplitude.

Wie bereits ausgeführt, kann bei dem erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfersystem vorgesehen sein, dass das über die Dämpferelementenanordnung im Bereich von deren elastischer Verformung maximal übertragbare Drehmoment wenigstens dem im Bereich der Anregungsdrehzahl des Antriebsaggregats durch dieses maximal bereitstellbaren Antriebsdrehmoment entspricht. Um hier dafür zu sorgen, dass nicht bereits Drehungleichförmigkeiten mit relativ geringer Amplitude dazu führen, dass die Dämpferelementenanordnung die Grenze ihres Bereichs elastischer Verformung erreicht und letztendlich auf Block gesetzt wird beziehungsweise starr überbrückt wird, wird vorgeschlagen, dass das über die Dämpferelementenanordnung 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 Sicherheitsdrehmoment entspricht.As already stated, it can be provided in the case of the vibration damper system according to the invention that the torque which can be transmitted via the damper element arrangement in the region of its elastic deformation at least corresponds to the drive torque which can be maximally provided by the drive unit in the region of the excitation rotational speed. In order to ensure that not even rotational irregularities with a relatively small amplitude cause the damper element arrangement reaches the limit of its range of elastic deformation and is ultimately set to block or is rigidly bridged, it is proposed that the on the damper element assembly in the range of elastic deformation at least transferable torque corresponding to the maximum in the range of the excitation speed of the drive unit drive torque of the drive unit plus at least one predetermined safety torque.

Bei dem erfindungsgemäßen Antriebssystem kann vorgesehen sein, dass das über die Dämpferelementenanordnung im Bereich von deren elastischer Verformung maximal übertragbare Drehmoment geringer ist als das Maximalantriebsdrehmoment des Antriebsaggregats.In the drive system according to the invention, it can be provided that the maximum torque which can be transmitted via the damper element arrangement in the region of its elastic deformation is less than the maximum drive torque of the drive unit.

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, gegebenenfalls plus einem vorbestimmten Sicherheitsdrehmoment, liegt, eine höhere Elastizität aufweist, als in einem über der Drehmomentenschwelle liegenden Bereich des über die Dämpferelementenanordnung zu übertragenden Drehmomentes.It is further proposed that the damper element arrangement has a plurality of damping behavior stages, wherein in a first region of the torque to be transmitted via the damper element arrangement, which substantially extends to a torque threshold, the maximum in the region of the excitation speed by the drive unit providable drive torque, optionally plus a predetermined safety torque, has a higher elasticity, as in a lying above the torque threshold range of the damper element assembly to be transmitted torque.

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 Drehmomentenschwelle beispielsweise eine sehr hohe Elastizität bereitgestellt ist, d. h. die Dämpferelementenanordnung ist bei gegebener Kraft relativ stark verformbar. Wird dann die Drehmomentenschwelle erreicht beziehungsweise überschritten, so fährt das System hinsichtlich der kritischen Anregungsfrequenz und der zweiten vorbestimmten Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung überkritisch, so dass letztendlich durch das Bereitstellen weiterer Dämpfungsverhaltensstufen mit geringerer Elastizität auch noch bei höherer Drehzahl auftretende Drehungleichförmigkeiten, welche selbst größere Amplituden aufweisen könnten, bedämpft werden können.By providing a multi-stage damping behavior in the area of the damper element arrangement, i. H. in the second damper area, it can first be ensured that, for example, a very high elasticity is provided until the torque threshold is reached, ie. H. the damper element arrangement is relatively strongly deformable at a given force. If the torque threshold is then reached or exceeded, then the system moves supercritically with respect to the critical excitation frequency and the second predetermined rotational irregularity excitation order, so that, finally, by providing further damping behavior levels with less elasticity, rotational nonuniformities occurring even at higher rotational speeds, which could even have larger amplitudes, are damped can be.

Bei dem erfindungsgemäßen Antriebssystem kann vorgesehen sein, dass die erste vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung gegeben ist durch die Anzahl der bei einer Kurbelwellenumdrehung des Antriebsaggregats auftretenden Zündungen. D. h., der erste Dämpferbereich wird letztendlich auf die zündungsinduziert auftretenden Drehungleichförmigkeitsanregungen 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.In the drive system according to the invention can be provided that the first predetermined Drehleichförmigkeitsanregungsordnung is given by the number of ignitions occurring in a crankshaft revolution of the drive unit. That is, the first damper region is ultimately tuned to the ignition-induced rotational nonuniformity excitations. This rotational irregularity excitations are therefore particularly critical, they have a relatively large excitation amplitude in the middle speed range, so that the risk of vibration excitations at the critical excitation frequency would be particularly large here.

Beispielsweise kann vorgesehen sein, dass die Anregungsfrequenz der ersten vorbestimmten Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung bestimmt ist durch das Produkt aus Drehfrequenz und Anzahl an Zündungen pro Umdrehung.For example, it may be provided that the excitation frequency of the first predetermined rotational irregularity excitation order is determined by the product of the rotational frequency and the number of ignitions per revolution.

Ferner kann das erfindungsgemäße Antriebssystem derart ausgebildet sein, dass die zweite vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung gegeben ist durch die Anzahl an Zylindern des Antriebsaggregats. 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 Drehungleichfömigkeitsanregungen 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 Antriebsaggregats.Furthermore, the drive system according to the invention can be configured such that the second predetermined rotational non-uniformity excitation order is given by the number of cylinders of the drive unit. Since in general in diesel or Otto internal combustion engines, the number of cylinders is twice the number of ignitions per revolution of the crankshaft, this means that even at significantly lower speed by the oscillating mass forces from piston and con-rod induced rotational non-uniformity excitations in the field the critical frequency will occur. Here, however, acting as a low-pass filter second damper range is particularly effective, so that also here the occurrence of vibration excitations in a drive train can be efficiently suppressed. For example, it may again be provided that the excitation frequency of the second predetermined rotational irregularity excitation order is determined by the product of rotational frequency and number of cylinders of the drive assembly.

Bei dem Aufbau des erfindungsgemäßen Antriebssystems kann vorgesehen sein, dass an dem Auslenkungsmassenträger der wenigstens einen Auslenkungsmasse zugeordnet eine Auslenkungsbahn vorgesehen 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 Auslenkungsmassenträger an wenigstens zwei in Abstand zueinander liegenden Kopplungsbereichen bezüglich diesem bewegbar gekoppelt ist, wobei jeder Kopplungsbereich in dem Auslenkungsmassenträger eine erste Führungsbahnanordnung 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 Führungsbahnanordnung geführt und entlang derselben bewegbar ist. Weiter kann vorgesehen 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 Komponenten erzielen zu können, wird vorgeschlagen, dass der Auslenkungmassenträger des ersten Dämpferbereichs wenigstens einen Teil eines Schwungrades einer Reibungskupplungsanordnung bildet, und dass der zweite Dämpferbereich im Bereich einer Kupplungsscheibe der Reibungskupplung vorgesehen ist.In the design of the drive system according to the invention, it can be provided that a deflection path is provided on the deflection mass carrier of the at least one deflection mass along which the at least one deflection mass can move when rotational nonuniformities occur, the deflection path having a peak area and deflection areas therefrom. wherein a radial distance of the deflection regions to the axis of rotation decreases with increasing distance from the apex region. Alternatively, it is possible for the at least one deflection mass to be movably coupled to the deflection mass carrier at at least two mutually spaced coupling regions, wherein each coupling region in the deflection mass carrier has a first guide path arrangement with a radially outer apex region and a second guide path arrangement with radial deflection in the deflection mass inner lying vertex area and a coupling pin, which is guided on the first guide track arrangement and the second guide track arrangement and movable along the same. It can further be provided that the second damper area has a primary side and a secondary side rotatable about the axis of rotation relative to the effect of the damper element arrangement, wherein one side of the primary side and the secondary side can be coupled or coupled to the deflection mass carrier for common rotation. In order to be able to achieve the highest possible integration rate in components present in a drive system, it is proposed that the deflection mass carrier of the first damper area forms at least part of a flywheel of a friction clutch arrangement, and that the second damper area be provided in the region of a clutch disk of the friction clutch.

Alternativ kann vorgesehen sein, 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.Alternatively, it may be provided that the second damper area forms at least part of a dual-mass flywheel, and that the first damper area is provided on the primary side and / or the secondary side, preferably the primary side, of the dual-mass flywheel.

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 beziehungsweise die Zuordnung zu bestimmten Anregungsordnungen derart vorzugeben, dass bei gegebener Drehzahl die erste vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung mit einer geringeren Anregungsfrequenz auftritt als die zweite vorbestimmte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung.Since, as already stated, the first damper area essentially as speed-adaptive Tilger is formed and the second damper area essentially acts as a low-pass filter with its elastic damper elements, it is advantageous to vote such or specify the assignment to certain excitation orders such that at a given speed, the first predetermined Rotationsleichförmigkeitsanregungsordnung occurs with a lower excitation frequency than the second predetermined Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung.

Erfindungsgemäß kann weiter vorgesehen sein, dass der erste Dämpferbereich auf eine durch die Zündfrequenz induzierte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung abgestimmt ist, und dass der zweite Dämpferbereich im Wesentlichen zur Verringerung von Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist, die durch eine durch Kolbenbewegung induzierte Drehungleichförmigkeitsanregungsordnung erzeugbar sind.According to the invention, it can further be provided that the first damper area is tuned to an ignition irregularity order induced by the ignition frequency, and that the second damper area is substantially provided for reducing rotational nonuniformities that can be generated by a piston movement-induced rotational irregularity excitation order.

Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen anhand bevorzugter Ausführungsformen detailliert beschrieben. Es zeigt:The present invention will be described in detail below with reference to the accompanying drawings with reference to preferred embodiments. It shows:

1 eine Längsschnittansicht einer Reibungskupplung, in welche ein erfindungsgemäßes Schwingungsdämpfersystem integriert ist; 1 a longitudinal sectional view of a friction clutch, in which a vibration damper system according to the invention is integrated;

2 eine Axialansicht, teilweise im Schnitt, des ersten Dämpferbereichs, welcher in die Kupplung der 1 integriert ist; 2 an axial view, partially in section, of the first damper portion, which in the coupling of the 1 is integrated;

3 eine der 2 entsprechende Ansicht einer alternativen Ausgestaltungsart des ersten Dämpferbereichs; 3 one of the 2 corresponding view of an alternative embodiment of the first damper area;

4 ein dreidimensionales Diagramm, welches in Abhängigkeit von der Drehzahl jeweils die Stärke, d. h. Amplitude, darstellt, mit welcher bestimmte Anregungsordnungen in einem Antriebssystem auftreten; 4 a three-dimensional diagram, which in function of the speed in each case represents the strength, ie amplitude, with which certain excitation orders occur in a drive system;

5 ein Diagramm, das das in Abhängigkeit von der Motordrehzahl abgegebene beziehungsweise maximal erzeugbare Antriebsdrehmoment darstellt; 5 a diagram showing the output depending on the engine speed or maximum producible drive torque;

6 verschiedene Alternativen für Dämpfungskennlinien des zweiten Dämpferbereichs des erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfersystems; 6 various alternatives for damping characteristics of the second damper region of the vibration damper system according to the invention;

7 die Anregungsfrequenz verschiedener Drehungleichförmigkeitsanregungsordnungen in Abhängigkeit von der Drehzahl des Antriebsaggregats. 7 the excitation frequency of various rotational irregularity excitation orders as a function of the rotational speed of the drive unit.

Zunächst wird mit Bezug auf die 1 bis 3 ein Schwingungsdämpfersystem, das dort allgemein mit 10 bezeichnet ist, hinsichtlich seines konstruktiven Aufbaus insofern beschrieben, als dies für das Verständnis der vorliegenden Erfindung relevant ist.First, with respect to the 1 to 3 a vibration damper system that is generally there with 10 is described in terms of its structural design in so far as it is relevant to the understanding of the present invention.

Das Schwingungsdämpfungssystem 10 ist in eine allgemein mit 12 bezeichnete Reibungskupplung integriert. Diese Reibungskupplung 12 umfasst ein Schwungrad 14, das durch eine Mehrzahl von Befestigungsbolzen 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, beispielsweise 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.The vibration damping system 10 is in a general with 12 designated friction clutch integrated. This friction clutch 12 includes a flywheel 14 that by a plurality of fastening bolts 16 to a drive shaft 18 , For example, crankshaft, can be firmly screwed. With the flywheel 14 is a common with 20 designated coupling housing firmly connected. In the clutch housing 20 is a pressure plate 22 provided, for example, by a plurality of tangential leaf springs 24 or the like with respect to the housing 20 substantially rotationally fixed, but with respect to this in the direction of a rotation axis A is held displaceable. Between the case 20 and the pressure plate 22 acts an energy storage 26 , for example in the form of a diaphragm spring. This is in its radially outer region on the pressure plate 22 supported and is in the radially central region on the housing 20 supported, so that they are in their released state, the pressure plate 20 towards the flywheel 14 to squeeze. In the radially inner area is the diaphragm spring 26 designed to be acted upon by a release system. It should be noted that here as well the use of a clutch or a force accumulator 26 of the drawn type is possible.

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 Getriebeeingangswelle, 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 Antriebswelle 18 und der nicht dargestellten Abtriebswelle herzustellen. Im Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Nabenbereich 30 und den Reibbelägen 32 liegt ein allgemein mit 34 bezeichneter Torsionsschwingungsdämpfer, der, wie im Folgenden noch beschrieben, einen zweiten Dämpferbereich 36 des erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfersystems 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 Dämpferelementenanordnung 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 Drehmomentübertragungsrichtung 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 Dämpferelementenanordnung 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.The friction clutch 12 also includes a generally with 28 designated clutch disc. This clutch disc 28 has a hub area 30 on, with a drive shaft, such as a transmission input shaft, rotatably, but can be coupled axially displaceable. In its radially outer region carries the clutch disc 28 friction linings 32 between the pressure plate 22 and the flywheel 14 are clamped to the clutch in the engaged state 12 a substantially slip-free torque transmission connection between the drive shaft 18 and manufacture the output shaft, not shown. In the torque transmission path between the hub area 30 and the friction linings 32 is a generally with 34 designated torsional vibration damper, which, as described below, a second damper area 36 the vibration damper system according to the invention 10 forms. The torsional vibration damper 34 includes as a primary page 38 two cover disk elements or cover plates fixed to one another and located at an axial distance from one another 40 . 42 , One of the cover disk elements 40 . 42 carries, for example via a lining suspension or the like, the friction linings 32 , Axially between the two cover disk elements 40 . 42 lies a central disk element 44 , which is an essential part of the secondary side 46 forms. Between the primary 38 and the secondary side 46 acts a damper element arrangement 48 , This includes in a conventional manner, a plurality of damper springs 50 in the circumferential direction at respective control edges or control areas of the cover disk elements 40 . 42 or the central disk element 44 support and depending on the torque transmission direction in a Umfangsendbereich then through the primary side 38 and in the other circumferential end region through the secondary side 46 be acted upon and compressed while generating a restoring force. It goes without saying that the damper element arrangement 48 a plurality of groups of damper springs 50 may include, then in each group, a Umfangsendbereich on the primary side 38 and the other circumferential end portion on the secondary side 46 is supported and the springs are supported within such a group then at opposite circumferential end to each other via sliding elements or the like or can be supported.

Das Zentralscheibenelement 44 kann mit dem Nabenbereich 30 beispielsweise starr verbunden sein, kann jedoch auch unter Zwischenanordnung eines Vordämpfers oder Leerlaufdämpfers 52 in begrenztem Drehwinkelbereich 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 Nabenbereich 30 wirkt.The central disk element 44 can with the hub area 30 For example, be rigidly connected, but can also with interposition of a pre-damper or idler damper 52 in a limited rotation angle range with respect to the hub area 30 be rotatable. Furthermore, a general with 54 designated friction arrangement may be provided, which between the primary side 38 and the secondary side 44 and / or the secondary side 44 and the hub area 30 or / and the primary side 38 and the hub area 30 acts.

Das Schwingungsdämpfersystem 10, das in die Reibungskupplung 12 integriert ist, umfasst ferner einen allgemein mit 54 bezeichneten und in 1 nur schematisch angedeuteten ersten Dämpferbereich. Das Schwungrad 14 bildet einen Auslenkungsmassenträger 56 dieses ersten Dämpferbereichs 54. In dem Auslenkumgsmassenträger 56 ist eine Mehrzahl von Auslenkungsmassen 58 vorgesehen, die beispielsweise eine rollen- oder zylinderartige Form aufweisen. Jeder Auslenkungsmasse 58 zugeordnet ist ein Auslenkungsraumbereich 60 vorgesehen, in welchem die Auslenkungsmassen 58 sich bewegen können. Die Auslenkungsräume 60 sind nach radial außen hin durch gekrümmte Oberflächenbereiche 62 begrenzt, die einen Scheitelbereich 64 und in Umfangsrichtung daran angrenzend Auslenkungsbereiche 66, 68 aufweisen. Die Ausbildung kann derart sein, dass die Auslenkungsmassen 58 mit ihren Außenumfangsflächen 70 sich entlang der Oberfächenbereiche 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 Auslenkungsbereiche 66, 68 weisen mit zunehmendem Umfangsabstand zum Scheitelbereich 64 einen geringer werdenden Abstand zur Drehachse A auf. Vorzugsweise ist die Krümmung derart, dass bei Abrollbewegung der Auslenkungsmassen 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.The vibration damper system 10 that in the friction clutch 12 integrated, further includes a generally with 54 designated and in 1 only schematically indicated first damper area. The flywheel 14 forms a deflection mass carrier 56 this first damper area 54 , In the Auslenkumgsmassenträger 56 is a plurality of deflection masses 58 provided, for example, have a roll or cylinder-like shape. Every deflection mass 58 is assigned a deflection space area 60 provided in which the Auslenkungsmassen 58 can move. The excursion rooms 60 are radially outward through curved surface areas 62 limited, which is a vertex area 64 and circumferentially adjacent deflection areas 66 . 68 exhibit. The training may be such that the deflection masses 58 with their outer peripheral surfaces 70 along the surface areas 66 can move, which then form deflection tracks in such a configuration. The configuration is such that the apex area 64 has the largest radial distance to the axis of rotation A, and the deflection areas 66 . 68 point with increasing circumferential distance to the apex area 64 a decreasing distance to the axis of rotation A. Preferably, the curvature is such that during rolling movement of the deflection masses 58 along the surface areas 62 the center of gravity of the deflection masses 58 to move on an epicycloid-like pathway. In turning operation, the deflection masses 58 then centrifugal force in the apex area 64 position, and then occur rotational irregularities, so they lead to the deflection of the deflection masses 58 from the vertex areas 64 , so that eventually a vibration system is excited to vibrate.

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 Zwischenlagerung von Lagerungsbuchsen oder -hülsen 74 dann in Führungsausnehmungen 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 Scheitebereich 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.Alternatively to the previously described embodiment, in which the deflection masses 58 along the surface areas 62 can roll, the Auslenkungsmassen 58 on both or at least one axial side guide extensions 72 having, with the intermediate storage of storage bushes or sleeves 74 then in leadership recesses 76 are guided, which in turn with their surface areas guideways 78 provide. Also these guideways 78 are curved in such a way that their radially outwardly lying vertex area 80 the positioning of the deflection masses 58 pretends in the most favorable energetic state. The deflection areas 82 . 84 in turn have one with increasing distance from the log area 80 decreasing radial distance to the axis of rotation A. Again, the configuration is preferably such that when performing a deflection movement, the deflection masses 58 to move with their centers of mass on epicycloid-like orbits.

Die Auslenkungsraumbereiche 60, welche, wie in 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 Führungsbahnen oder Führungsausnehmungen 76. Diese Raumbereiche 60 können dann durch einen Abschlussdeckel 86 verschlossen werden, welcher gegebenenfalls ebenfalls Führungsausnehmungen 76 aufweist.The deflection space areas 60 which, as in 2 can be discernible in the deflection mass carrier 56 ie the flywheel 14 , are introduced in the manufacturing process, as well as, where appropriate, to be provided in the guideways or guide recesses 76 , These room areas 60 can then go through a cover 86 be closed, which optionally also Führungsausnehmungen 76 having.

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 drehzahladaptiven Tilger bildet, durch geeignete Auswahl der Anzahl an Auslenkungsmassen 58, der Massen derselben und der Konfiguration der Bahnen, entlang welcher diese sich bewegen, auf eine bestimmte Anregungsordnung abgestimmt werden kann. Die zu dieser Anregungsordnung gehörende Anregungsfrequenz wird sich zusammen mit der sich gegebenenfalls 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.By providing the first damper area 54 and the second damper area 36 So is a vibration damper system 10 obtained in which the first damper area 54 , which ultimately forms a speed-adaptive damper, by appropriate selection of the number of deflection masses 58 , the masses of which and the configuration of the orbits along which they move can be tuned to a particular excitation order. The excitation frequency associated with this excitation order will shift along with the possibly changing speed, but then in a corresponding manner the resonance range of the first damper area 54 is shifted, so that ultimately over the entire speed range, a vote of this first damper range 54 is present on a certain rotational irregularity excitation order and the stimulation of vibrations or rotational irregularities can be largely prevented by a certain excitation order. In contrast, the second damper area forms 36 a broadband low-pass filter, which contributes in a relatively large excitation frequency range for damping vibrations occurring in the drive train. By appropriate selection of the elasticity of the damper springs 50 Here, a suitable tuning to a specific frequency range can be made.

Bevor im Folgenden die bei dem Schwingungssystem 10 vorzunehmende Abstimmung auf bestimmte Anregungsordnungen detailliert beschrieben wird, wird mit Bezug auf die 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.Before the following in the vibration system 10 will be described in detail with reference to the 3 an alternative embodiment of the first damper area, ie the speed-adaptive Tilgers described. Components which correspond to components described above in terms of construction or function are described by the same reference numeral with the addition of an appendix "a".

Bei dem in 3 dargestellten ersten Dämpferbereich 54a sind die Auslenkungsmassen 58a im Wesentlichen langgestreckt oder kreissegmentartig ausgeildet. 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 Fliehkrafteinwirkung 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 Führungsausnehmung 94a im Auslenkungsmassenträger 56a zugeordnet an beiden axialen Seiten der Auslenkungsmassen 58a jeweils eine Führungsausnehmung 100a vorgesehen, die einen radial außen liegenden Scheitelbereich 102a aufweist und mit ihrer nach radial innen weisenden Oberfläche 104a eine Führungsbahn bereitstellt.At the in 3 illustrated first damper area 54a are the excursion masses 58a essentially elongated or formed like a circle segment. Every deflection mass 58a is in the range of two coupling ranges 90a . 92a with the deflection mass carrier 56a ie the flywheel 14a coupled in such a way that due to centrifugal force the deflection masses 58a to be positioned in an energetically most favorable position, ie with a relatively large distance from the axis of rotation A, and then be moved radially inwardly against the influence of centrifugal force when rotational irregularities occur. Each coupling area 90a respectively 92a includes in the deflection masses 58a a guide recess 94a having a radially inner apex area 96a has and with their radially outwardly facing surface 98a provides a guideway. Correspondingly, each guide recess 94a in the deflection mass carrier 56a assigned to both axial sides of the deflection masses 58a each a guide recess 100a provided, which has a radially outer apex area 102 has and with their radially inwardly facing surface 104a provides a guideway.

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 Drehungleichförmigkeiten 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 Anregungsordnung abgestimmt ist und dessen Resonanzbereich sich mit verändernder Drehzahl verschiebt.Further, in each coupling area 90a . 92a a coupling bolt 106a provided, which in the respective Führungsausnehmungen 94a respectively 100a engages and along the respective guideways 98a respectively 104a is movable. When rotational nonuniformities occur, the deflection masses become 58a in the circumferential direction with respect to the Auslenkungsmassenträgers 56a postponed. This will be the coupling bolts 106a starting from the vertex areas 96a . 102 along the guideways 98a . 104a shifted, with the result that the deflection masses 58a be moved radially inward. By appropriate shaping of the guideways 98a . 104a , appropriate selection of the masses of the Auslenkungmassen 58a and corresponding selection of the number of deflection masses 58a Here, too, a vibration system can be generated, which is tuned to a specific order of excitation and whose resonance range shifts with changing speed.

Die 4 zeigt ein Diagramm, in welchem die in einem Antriebssystem mit einem Antriebsaggregat auftretenden Anregungsordnungen in Abhängigkeit von der Drehzahl hinsichtlich ihrer jeweiligen Anregungsamplitude dargestellt sind. Man erkennt, dass hier im Wesentlichen drei Anregungsordnungen 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.The 4 shows a diagram in which the excitation orders occurring in a drive system with a drive unit are shown as a function of the speed with respect to their respective excitation amplitude. It can be seen that essentially three excitation orders are present here, which are designated as the second excitation order, the fourth order of excitation and the sixth order of excitation. The second excitation order results essentially from the fact that in a four-cylinder internal combustion engine per revolution of the crankshaft two ignitions occur which are offset in time relative to one another. D. h., The second excitation order has an excitation frequency, which results from the product of speed or the standing in accordance with the rotational speed and the number of firings per revolution, so in the case of a four-cylinder four-stroke engine two. This second excitation order is especially critical in a medium speed range from about 1500 revolutions per minute to 3000 revolutions per minute, since a particularly high excitation amplitude is present here.

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 Anregungsfrequenz der vierten Anregungsordnung bestimmt sich letztendlich aus dem Produkt der Drehzahl beziehungsweise der zugehörigen Drehfrequenz und der Anzahl an Zylindern, also vier.The next critical excitation order is the fourth excitation order. This results in a four-cylinder engine from the fact that four pistons and connecting rods must be moved per revolution and ultimately corresponds to the movement frequency of the cylinder total. The excitation frequency of the fourth excitation order ultimately determined from the product of the speed or the associated rotational frequency and the number of cylinders, so four.

Die sechste Anregungsordnung ist, wie in 4 erkennbar, von geringerer Anregungsamplitude und somit hinsichtlich der dadurch erzeugten Schwingungsanregungen in einem Antriebssystem von geringerer Bedeutung.The sixth order of excitation is, as in 4 recognizable, of lesser excitation amplitude and thus in terms of vibration excitations generated thereby in a drive system of lesser importance.

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 angenommen, dass die besonders kritische Eigenfrequenz f_krit eines derartigen Schwingungssystems bei 50 Hz liegt, wie dies beispielsweise im Diagramm der 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. It is also known that in drive systems induced by the different excitation orders different vibration systems can be excited to vibrate. Such a particularly critical vibration system is formed by various gear trains or torque transmission paths in a gear assembly that currently do not contribute to torque transmission. The components of these transmission paths can then oscillate with the existing movement play substantially freely against each other, which leads to the known and unpleasant for vehicle occupants phenomenon of gear rattle. This driving excitation particularly critical vibration occurs depending on the type of transmission at different natural frequency, which is generally between 40 and 70 Hz. For the following explanation, it is therefore assumed that the particularly critical natural frequency f _crit of such a vibration system lies at 50 Hz, as shown, for example, in the diagram of FIG 7 is illustrated. This critical natural frequency f _crit is a quantity which is essentially uninfluenced by the rotational state of the drive unit and therefore lies approximately at a constant value over the entire rotational speed range.

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 7 dargestellt. Man erkennt, dass die vierte Anregungsordnung, welche die doppelte Anregungsfrequenz der zweiten Anregungsordnung aufweist, etwa bei 750 Umdrehungen 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 4 erkennbare dort bereits relativ große Anregungsamplitude der vierten Anregungsordnung, die Gefahr einer Schwingungsanregung des eine Eigenfrequenz von 50 Hz aufweisenden Schwingungssystems im Getriebe besteht.In the case of a four-cylinder drive unit, therefore, the different particularly critical excitation orders, ie the second and the fourth excitation order, which, as described above, shift with respect to their excitation frequency with the rotational speed, in each case the critical frequency line f _crit to cut. This too is in 7 shown. It can be seen that the fourth excitation order, which has twice the excitation frequency of the second excitation order, cuts the line of the critical frequency f _crit at about 750 revolutions of the drive unit. A speed of 750 revolutions per minute corresponds to a rotation frequency of 12.5 Hz. This multiplied by the number 4 (= number of cylinders) results at 750 revolutions an excitation frequency of the fourth order of 50 Hz, which ultimately corresponds to the critical frequency f _crit . This ultimately means that at a speed of 750 revolutions, which is referred to below as the excitation speed N _A , conditioned by the in 4 recognizable there already relatively large excitation amplitude of the fourth excitation order, the risk of vibration excitation of a natural frequency of 50 Hz having vibration system in the transmission.

Im Falle der zweiten Anregungsordnung erkennt man, dass diese bei 1500 Umdrehungen pro Minute die Linie der kritischen Frequenz f_krit 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 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.In the case of the second excitation order, it can be seen that it cuts the critical frequency line f _crit at 1500 revolutions per minute. A speed of 1500 revolutions per minute corresponds to a rotation frequency of 25 Hz. This multiplied by the number two (= number of ignitions per revolution) again results in an excitation frequency of the second excitation order at 1500 revolutions per minute of 50 Hz 4 in that, at 1500 revolutions per minute, the second order of excitation almost has the maximum value with regard to its excitation amplitude, so that the danger of vibrational excitation with the natural frequency of 50 Hz is especially great at this speed.

Um dieser Schwingungsanregungsgefahr entgegenzutreten, wird zunächst bei dem erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfersystem 10 derart vorgegangen, dass, wie bereits vorangehend beschrieben, durch entsprechende Ausgestaltung des ersten Dämpferbereichs 54 dieser hinsichtlich 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 Eigenfrequenz 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 Dämpferbereichs 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.To counteract this vibration excitation, is first in the vibration damper system according to the invention 10 The procedure is such that, as already described above, by appropriate design of the first damper area 54 With regard to its natural vibration behavior, it is finally tuned to the particularly critical second excitation order. The resonance range of the first damper area 54 is thus placed on the second order of the speed, ie this first damper area 56 has a natural frequency that is twice as high as the rotation frequency with which the entire system rotates. Like the second excitation order then the natural frequency or the resonance range of the first damper area 54 move together with the speed, so that ultimately over the entire speed range of the resonance range of the damper area 54 superimposed on the second excitation order and thus contributes to an efficient eradication of this order of excitation or of vibration excitations induced thereby. This means that across the entire speed range, vibration excitations that result from the second excitation order, are no longer expected or were largely eliminated. The fourth order of excitation, which, as stated above, especially in the range of lower rotational speeds, ie at the excitation rotational speed N _A , could lead to the risk of vibration excitation within the transmission, remains particularly critical.

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 Dämpferbereichs 36 sei zunächst auf die 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 Antriebsaggregat das absolut größte Antriebsdrehmoment M_max abgibt. Unterhalb dieser Drehzahl liegt in diesem Beispiel ein näherungsweise linearer Anstieg vor.To counteract this vibration excitation, according to the present invention, the second damper area 36 is designed so that it efficiently contributes to the damping of vibrations induced by the fourth excitation order. To explain the procedure in the design or tuning of the second damper area 36 be first on the 5 referenced, in which above the rotational speed of the drive unit, for example, the maximum producible drive torque of the drive unit is shown. It can be seen that at approximately 3000 revolutions per minute, the drive unit emits the absolutely largest drive torque M _max . Below this speed there is an approximately linear increase in this example.

Wie bereits ausgeführt, ist der hinsichtlich der vierten Anregungsordnung besonders kritische Drehzahlbereich ein Bereich, der um die Anregungsdrehzahl 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 Antriebsdrehmoment M_Mot des Antriebsaggregats noch weit unterhalb des maximalen Antriebsdrehmoments M_max liegt. Aus dieser deutlichen Momentendifferenz 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 beziehungsweise der Dämpferelementenanordnung 48 derart ausgewählt, dass das durch diese im Bereich von deren Elastizität übertragbare Antriebsdrehmoment M_TD im Bereich des bei der Anregungsdrehzahl N_A maximal erzeugbaren Antriebsdrehmomentes M_Mot liegt beziehungsweise einen vorbestimmten 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 Winkelbegrenzungsanschläge 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 gegebenenfalls eine deutlich geringere Elastizität aufweist.As already stated, the speed range which is particularly critical with respect to the fourth excitation order is an area which lies around the excitation rotational speed N _A , ie in the case of a four-cylinder engine and in the case where the critical excitation frequency is approximately 50 Hz, at a rotational speed of 750 Revolutions per minute. It can be seen, however, that the maximum drive torque M _{Mot of} the drive unit which can be generated at 750 revolutions per minute is still far below the maximum drive torque M _max . From this significant torque difference now draws the present invention in the vote of the second damper area 36 significant benefit. Due to the fact that the maximally producible at the excitation speed N _A drive torque M _{Mot is} relatively low, the elasticity of the damper springs 50 or the damper element arrangement 48 selected such that the transferable by the latter in the range of their elasticity drive torque M _{TD is} in the range of the maximum torque generated at the excitation speed N _A drive torque M _Mot or a predetermined safety distance s is above. Until the drive torque M _{TD is reached} , then finally the damper springs 50 compressed, and upon reaching the drive torque M _TD are the damper springs 50 either set to block or bridged by angle limit stops to prevent damage to them. Further, it is possible, as described below, that then a second damper stage of the second damper area 36 becomes effective, which optionally has a significantly lower elasticity.

Der Sicherheitsabstand s ist vorzugsweise derart ausgewählt, dass die im Bereich der Anregungsdrehzahl N_A bereits induzierten Drehungleichförmigkeiten hinsichtlich ihrer Amplitude noch so gering sind, dass sie nicht zu einem kurzzeitigen Überschreiten des Antriebsdrehmomentes M_TD führen können.The safety distance s is preferably selected in such a way that the rotational irregularities already induced in the region of the excitation rotational speed N _{A are} still so small with respect to their amplitude that they can not lead to a momentary exceeding of the drive torque M _TD .

Aus dem Diagramm der 5 erkennt man nun, dass bedingt durch das relativ geringe im Bereich der Elastizität maximal übertragbare Antriebsdrehmoment M_TD die Dämpferfedern 15 mit vergleichsweise großer Elastizität ausgebildet werden können, d. h. die pro Kraft erzeugte Kompression ist vergleichsweise groß. Dies wird aus dem Diagramm der 6 erkennbar. Dort stellt die Linie a den Verlauf des über die Dämpferelementenanordnung 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 repräsentiert 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 Verdrehwinkel erzielt wird. Dies bedeutet letztendlich, dass bei der erfindungsgemäß vorzunehmenden Abstimmung ein deutlich geringeres Federvolumen zum Erhalt des erforderlichen Drehwinkels ausreicht, was sich positiv auf die gesamte Baugröße eines derartigen Systems auswirkt.From the diagram of 5 can be seen now that due to the relatively low in the range of elasticity maximum transferable drive torque M _TD damper springs 15 can be formed with comparatively great elasticity, ie the compression generated per force is comparatively large. This will be from the diagram of 6 recognizable. There, the line a represents the course of the over the damper element arrangement 48 transmitted torque as a function of the rotation angle for the state in which a vote is provided on the maximum transmissible by the drive unit drive torque M _max . The maximum permissible angle of rotation α _max may only be reached when the maximum possible torque M _{max is} reached. This results in a relatively steep torque characteristic. The line b represents the course, in which now a vote of the elasticity of the damper element assembly 48 to the maximum torque generated at the excitation speed N _A drive torque M _{Mot has been} made. It can be seen that, with a significantly flatter course of the torque characteristic, the drive torque M _{TD is} already achieved at a significantly lower angle of rotation. This ultimately means that in accordance with the invention, a significantly smaller spring volume is sufficient to obtain the required rotation angle, which has a positive effect on the overall size of such a system.

Das geringste Federvolumen wird dann erreicht, wenn – bei weniger rasselempfindlichen Getrieben – die größere Steilheit a der Momentenkennlinie beibehalten werden kann, und das Antriebsdrehmoment M_TD deshalb bereits bei äußerst geringen Verdrehwinkeln erzielt wird.The lowest spring volume is achieved when - with less rattle-sensitive transmissions - the greater slope a of the torque characteristic can be maintained, and the drive torque M _{TD is} therefore already achieved at extremely low angles of rotation.

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 breitbandiger 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.The use of significantly softer springs in the damper element arrangement 48 But now leads to the fact that the natural vibration behavior of the entire drive train is influenced in such a way that the natural frequencies are shifted down. As already stated, the excitation speed N _{A is} at a critical natural frequency of 50 Hz at about 750 revolutions per minute. However, if now the critical natural frequency f _crit shifted down, so the excitation speed N _A is shifted downwards in a corresponding manner and can be brought in this way ultimately in a speed range, which is preferably below the idling speed. However, this means that in normal operation, such a vibration system in which the elasticity of the damper element _{arrangement is} tuned to the maximum in the range of the excitation speed N _A drive torque M _Mot , there is a supercritical operation, in which by the fourth excitation order then finally an excitation of this down now shifted critical excitation _frequency f _crit can not occur. The second damper area 36 So here not only acts as a broadband low-pass filter, but ultimately leads to a lowering of the critical natural frequency or the critical natural frequencies, with the result that in rotary operation excitation at these natural frequencies by the fourth excitation order will not occur at all.

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 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 Federkonstante eine kürzere Umfangserstreckung aufweisen und somit erst bei Erreichen eines bestimmten Verdrehwinkels wirksam werden.In order to be able to damp other excitation orders, for example the sixth excitation order, in the region of the second damper range 36 various constructive measures are taken. These are in the diagram of 6 illustrated. Previously, a case was described in which upon reaching the drive torque M _TD, the second damper area 36 is blocked, so that, as shown by the line c ₁ , a further change of the rotation angle with increasing the drive torque will not take place. However, it could also be another twisting of the primary side 38 with respect to the secondary side 46 be admitted, so that with constant increase of the torque characteristic according to the line c ₂ in a wider angular range of the second damper area 36 is effective. Further, it would be possible by appropriate design of the second damper area 36 to force a bending of the torque characteristic and a transition to the line c ₃ . This can be achieved, for example, by providing one or more springs, each with a different spring constant, in the already mentioned groups of damper springs, so that first the springs are compressed with a lower spring constant, ie higher elasticity, and then the springs with a higher spring constant, So be compressed less elasticity. The nesting of several springs can also lead to such a characteristic curve if the springs of higher spring constant have a shorter circumferential extent and thus become effective only when a certain angle of rotation is reached.

Durch die vorliegende Erfindung ist also ein Schwingungsdämpfersystem 10 bereitgestellt, bei dem durch spezielle Ausgestaltung des ersten Dämpferbereichs 54 und Abstimmung desselben auf die hinsichtlich ihrer Anregungsamplitude 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.The present invention thus provides a vibration damper system 10 provided by the special design of the first damper area 54 and tuning the same to the second order of excitation, which is particularly critical with respect to its excitation amplitude, are thereby completely eliminated, and in which by appropriate design of the second damper area 36 That is, by the use of correspondingly soft damper elements, and the possibly induced by the fourth excitation order torsional vibrations are largely eliminated by the use of soft damper springs, a displacement of the excitation speed N _A at lower speeds, ideally induced below the idle speed, so that a significantly enlarged supercritical operating range is obtained.

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 Kolbenbewegung 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 Zweimassenschwungrades 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 erfindungsgemäßen Systems auch auf andere Eigenschwingungssysteme innerhalb eines Antriebsstrangs beziehungsweise andere kritische Frequenzen 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.Previously, the case of tuning was described in which a vote was made on a four-cylinder drive unit. For example, if the prime mover is a six-cylinder propulsion unit, the excitation order induced by the firing frequency would ultimately be the third excitation order, since three firings would occur at different times per revolution of the crankshaft, and the excitation order critical to the piston movement would be the sixth excitation order, i. H. six pistons are displaced per revolution of the crankshaft. The same applies to drive units with correspondingly larger piston and cylinder numbers. It should also be noted that the second damper region described may also be part of a dual-mass flywheel and then serves to primary and secondary side, d. H. For example, input and output mass to connect this two-wheel elastically damping, wherein the first damper area would then be arranged in the primary and / or the secondary side, preferably in the primary side, and wherein the clutch disc would then be arranged in the moment flow behind the dual mass flywheel and preferably none Damper range would contain. It should also be noted that, of course, the tuning of the damper areas of the system according to the invention can also be made to other natural vibration systems within a drive train or other critical frequencies that can be excited to vibrate during driving by various excitation orders occurring. In this respect, the case described above, in which the vibration excitation of non-torque-transmitting gear trains occurring within a transmission has been shown to be particularly critical, is to be regarded as merely exemplary.

Ferner wird darauf hingewiesen, dass sofern im vorliegenden Text die Rede von ”Verringern von Drehungleichförmigkeiten” die Rede ist, dies selbstverständlich auch einen Wert von 0, also das absolute Eliminieren von Schwingungsanregungen beziehungsweise von vorne herein das Verhindern des Auftretens von Drehungleichförmigkeiten umfasst.It should also be pointed out that, insofar as the term "reducing rotational nonuniformity" is referred to in the present text, this naturally also includes a value of 0, ie the absolute elimination of vibrational excitations or, in the first place, the prevention of the occurrence of rotational irregularities.

Claims

A drive system comprising a power plant, a gear assembly, and a clutch assembly for establishing a torque transfer connection between the power plant and the transmission assembly, further comprising a vibration damping system for preferentially damping rotational nonuniformities at a frequency or in a frequency range in the range of a critical excitation frequency (f _crit ) of a drive train, comprising: - a first damper area ( 54 ) comprising at least one deflection mass ( 58 ), which on a about a rotational axis (A) rotatable Auslenkungsmassenträger ( 56 ) is carried in such a way that upon occurrence of rotational nonuniformities a radial position of the same with respect to the axis of rotation (A) is variable, - a second damper area ( 36 ), comprising a damper element arrangement ( 48 ), which at Occurrence of rotational irregularities is elastically deformable to produce a restoring force, - wherein the first damper area ( 54 ) is provided for reducing rotational irregularities inducible by a first predetermined rotational non-uniformity excitation order, the second damper region ( 36 ) is provided substantially for reducing rotational non-uniformities inducible by a second predetermined rotational non-uniformity excitation order, characterized in that a state in which the excitation frequency of the second predetermined rotational irregularity excitation order is in the range of the critical excitation frequency (f _crit ) is in the range of an excitation rotational speed (N _A ) of the drive unit occurs, in which the drive unit by the maximum deliverable drive torque (M _Mot ) is less than a maximum drive torque (M _max ) of the drive unit, and that the damping behavior of the damper element arrangement ( 48 ) is tuned to the maximum deliverable in the range of the excitation speed (N _A ) drive torque (M _Mot ) of the drive unit.

Drive system according to claim 1, characterized in that the first predetermined Drehleichförmigkeitsanregungsordnung when its excitation frequency (f _crit ) is in the range of the critical excitation frequency, a comparatively higher excitation amplitude, and that the second predetermined rotational nonuniformity excitation arrangement, then when their excitation frequency in the critical Excitation frequency (f _crit ), has a relatively lower excitation amplitude.

Drive system according to claim 1 or 2, characterized in that via the damper element arrangement ( 48 ) In the region of the elastic deformation of the maximum transmissible torque (M _TD ) at least in the range of the excitation speed (N _A ) of the drive assembly by this maximum providable drive torque (M _Mot ).

Drive system according to claim 3, characterized in that via the damper element arrangement ( 48 ) In the range of their elastic deformation at least transferable torque (M _TD ) corresponds to the maximum in the range of the excitation speed (N _A ) of the drive unit drive torque (M _Mot ) of the drive unit plus at least one predetermined safety torque.

Drive system according to one of claims 1 to 4, characterized in that via the damper element arrangement ( 48 ) In the region of the elastic deformation of the maximum transmissible torque (M _TD ) is less than the maximum drive torque (M _max ) of the drive unit.

Drive system according to one of claims 1 to 5, characterized in that the damper element arrangement ( 48 ) has a plurality of damping behavior levels, wherein in a first region of the damping element arrangement ( 48 ) to be transmitted torque, which extends substantially to a torque threshold (M _TD ), which is in the range of in the range of the excitation speed (N _A ) by the drive unit maximally available drive torque (M _Mot ), optionally plus a predetermined safety torque, a has a higher elasticity than in an area of the damping element arrangement which is above the torque threshold (M _TD ) ( 48 ) to be transmitted torque.

Drive system according to one of claims 1 to 6, characterized in that the first predetermined Drehleichförmigkeitsanregungsordnung is given by the number of ignitions occurring in a crankshaft revolution of the drive unit.

Drive system according to claim 7, characterized in that the excitation frequency of the first predetermined Rotationsleichförmigkeitsanregungsordnung is determined by the product of rotational frequency and number of firings per revolution.

Drive system according to one of claims 1 to 8, characterized in that the second predetermined Drehleichförmigkeitsanregungsordnung is given by the number of cylinders of the drive assembly.

Drive system according to claim 9, characterized in that the excitation frequency of the second predetermined Drehleichförmigkeitsanregungsordnung is determined by the product of rotational frequency and number of cylinders of the drive assembly.

Drive system according to one of claims 1 to 10, characterized in that on the deflection mass carrier ( 56 ) the at least one deflection mass ( 58 ) associated with a deflection track ( 62 ; 78 ) is provided, along which the at least one deflection mass ( 58 ) can move when rotational nonuniformities occur, the deflection path ( 62 ; 78 ) a vertex area ( 64 ; 80 ) and from this deflection regions ( 66 . 68 ; 82 . 84 ), wherein the radial distance of the deflection areas ( 66 . 68 ; 82 . 84 ) to the axis of rotation (A) with increasing distance from the vertex area (A) 64 ; 80 ) decreases.

Drive system according to one of claims 1 to 10, characterized in that the at least one deflection mass ( 58a ) with the deflection mass carrier ( 56a ) at least two mutually spaced coupling regions ( 90a . 92a ) is movably coupled with respect thereto, each coupling region ( 90a . 92a ) in the deflection mass carrier ( 56a ) a first guideway arrangement ( 104a ) with radially outlying vertex area ( 102 ) and in the deflection mass ( 58a ) a second guideway assembly ( 98a ) with a radially inner vertex area ( 96a ) and a coupling bolt ( 106a ), which on the first guideway assembly ( 104a ) and the second guideway assembly ( 98a ) and is movable along the same.

Drive system according to one of claims 1 to 12, characterized in that the second damper area ( 36 ) a primary page ( 38 ) and one against the effect of the damper element arrangement ( 48 ) with regard to the primary side ( 38 ) about the axis of rotation (A) rotatable secondary side ( 46 ), one side of the primary side ( 38 ) and secondary side ( 46 ) with the deflection mass carrier ( 56 ) is coupled or can be coupled for common rotation.

Drive system according to one of claims 1 to 13, characterized in that the deflection mass carrier ( 56 ) of the first damper area ( 54 ) at least part of a flywheel ( 14 ) a friction clutch arrangement ( 12 ) and that the second damper area ( 36 ) in the region of a clutch disc ( 28 ) of the friction clutch ( 12 ) is provided.

Drive system according to one of claims 1 to 13, characterized in that the second damper area forms at least part of a dual mass flywheel, and that the first damper area on the primary side and / or the secondary side, preferably the primary side, of the dual mass flywheel is provided.

Drive system according to one of claims 1 to 15, characterized in that at a given speed, the first predetermined Drehleichförmigkeitsanregungsordnung occurs with a lower excitation frequency than the second predetermined rotational irregularity excitation order.