DE10110671A1

DE10110671A1 - Verfahren zum Ermitteln wenigstens einer für die Betriebscharakteristik einer Schwingungsdämpfungseinrichtung relevanten Größe

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Publication number: DE10110671A1
Application number: DE2001110671
Authority: DE
Inventors: Matthias Fischer; Juergen Weth; Bernd Peinemann
Original assignee: ZF Sachs AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 2001-03-06
Filing date: 2001-03-06
Publication date: 2002-09-12
Anticipated expiration: 2021-03-07
Also published as: DE10110671B4

Abstract

Ein Verfahren zum Ermitteln wenigstens einer für die Betriebscharakteristik einer Schwingungsdämpfungseinrichtung (10) relevanten Größe, wobei die Schwingungsdämpfungseinrichtung (10) umfasst: eine mit einer Antriebswelle zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse (A) gekoppelte oder koppelbare Primärseite (12), eine gegen die Wirkung einer ersten Dämpferelementenanordnung (30) in begrenztem Drehwinkelbereich bezüglich der Primärseite (12) drehbare Sekundärseite (16), im Bereich der Primärseite (12) oder/und der Sekundärseite (16) eine Tilgeranordnung (42), wobei die Tilgeranordnung (42) eine Tilgermassenanordnung (44) und eine zweite Dämpferelementenanordnung (48) aufweist, über welche die Tilgermassenanordnung (44) an der Primärseite (12) beziehungsweise die Sekundärseite (16) angekoppelt ist, wobei die erste Dämpferelementenanordnung (30) einen ersten Dämpfungscharakteristikbereich aufweist, welcher im Wesentlichen bis zu einem Grenz-Relativdrehwinkel zwischen der Primärseite (12) und der Sekundärseite (16) wirksam ist, und einen zweiten Dämpfungscharakteristikbereich aufweist, welcher im Wesentlichen ab dem Grenz-Relativdrehwinkel zwischen der Primärseite (12) und der Sekundärseite (16) wirksam ist, umfasst die Schritte: DOLLAR A a) Abstimmen einer Eigenfrequenz der Tilgeranordnung (42) auf eine der ersten Dämpferelementenanordnung (30) bei Wirksamkeit des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs zuzuordnende erste Grund-Dämpfungseigenfrequenz, DOLLAR A b) beruhend auf der im ...

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zum Ermitteln wenigstens einer für die Betriebscharakteristik einer Schwingungsdämpfungseinrichtung relevanten Größe, wobei die Schwingungsdämpfungseinrichtung umfasst: eine mit einer Antriebswelle zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse gekoppelte oder koppelbare Primärseite, eine gegen die Wirkung einer ersten Dämpferelementenanordnung in begrenztem Drehwinkelbereich bezüglich der Primärseite drehbare Sekundärseite, sowie im Bereich der Primärseite oder/und der Sekundärseite eine Tilgeranordnung, wobei die Tilgeranordnung eine Tilgermassenanordnung und eine zweite Dämpfer elementenanordnung aufweist, über welche die Tilgermassenanordnung an die Primärseite bzw. die Sekundärseite angekoppelt ist, wobei die erste Dämpferelementenanordnung einen ersten Dämpfungscharakteristikbereich aufweist, welcher im Wesentlichen bis zu einem Grenz-Relativdrehwinkel zwischen der Primärseite und der Sekundärseite wirksam ist, und einen zweiten Dämpfungscharakteristikbereich aufweist, welcher im Wesent lichen ab dem Grenz-Relativdrehwinkel zwischen der Primärseite und der Sekundärseite wirksam ist.

Derartige im Allgemeinen auch als Zweimassenschwungräder bekannte Schwingungsdämpfungseinrichtungen werden in Antriebssträngen von Kraftfahrzeugen eingesetzt, um die im Betrieb auftretenden Drehungleich förmigkeiten zu mindern. Ein wesentliches Charakteristikum einer derarti gen Schwingungsdämpfungseinrichtung ist bzw. sind die kritischen Eigen frequenzen eines durch diese bereitgestellten Schwingungssystems. Wesentlich ist, dass im normalen Fahrbetrieb die Schwingungsanregung im Bereich der Eigenfrequenz oder Eigenfrequenzen nicht auftreten soll, da dies letztendlich zu einer Resonanzausbildung führen könnte mit der Ge fahr, dass Beschädigungen innerhalb einer derartigen Schwingungs dämpfungseinrichtung auftreten. Es ist daher allgemein das Ziel, die Eigen frequenz oder die Eigenfrequenzen derartiger Schwingungsdämpfungsein richtungen in einen Drehzahl- bzw. Frequenzbereich zu verschieben, der im Allgemeinen im normalen Fahrbetrieb und auch im Leerlaufbetrieb nicht erreicht wird. Gleichwohl kann jedoch im Anlasszustand oder beim Drücken des Motors durch Fahren in einer zu hohen Gangstufe die Drehzahl in den Bereich gelangen, welcher für die Resonanzanregung besonders kritisch ist.

Um diesem Problem entgegenzutreten, schlägt die DE-OS 37 41 701 bei einer Schwingungsdämpfungseinrichtung, bei welcher die Primärseite und die Sekundärseite unter Wirkung von Federelementen gegeneinander ver lagerbar sind, vor, eine zusätzliche Tilgeranordnung bereitzustellen, welche auf eine Grund-Eigenfrequenz des aus Primärseite, Sekundärseite und der zugeordneten Federanordnung gebildeten Schwingungssystems abgestellt ist. Bei Erreichen oder Durchlaufen des resonanzkritischen Drehzahlbereichs wird die Tilgeranordnung wirksam, welche letztendlich im Bereich ihrer auf die Grund-Eigenfrequenz abgestimmten Tilgereigenfrequenz zu einem Schwingungsabbau beiträgt. Die Tilgeranordnung umfasst beispielsweise eine über eine weitere Federanordnung an die Sekundärseite angekoppelte Tilgermassenanordnung, wobei zusätzlich zwischen der Tilgermassenanord nung und der Sekundärseite eine Reibeinrichtung wirksam ist.

Eine weitere Maßnahme, mit welcher die insbesondere im niederen Dreh zahlbereich potenziell vorhandene Gefahr einer Resonanzanregung zumin dest gemindert werden kann, ist das Ausbilden der zwischen Primärseite und Sekundärseite wirkenden ersten Dämpferelementenanordnung mit einer gestuften Dämpfungscharakteristik, also beispielsweise einer vom Relativ drehwinkel zwischen Primärseite und Sekundärseite abhängigen Feder konstante. Für den Bereich kleiner Relativdrehwinkel wird eine vergleichs weise geringe Federkonstante vorgesehen, so dass der Verdrehung zwischen Primärseite und Sekundärseite zunächst nur ein geringer Widerstand entgegengesetzt wird. Ab einem bestimmten Grenz-Relativdrehwinkel ist dann die erste Dämpferelementenanordnung mit einer größeren Feder konstante wirksam. Dies führt dazu, dass je nach dem, ob die erste Dämpferelementenanordnung mit dem ersten Dämpfungscharakteristik bereich, also beispielsweise der geringeren Federkonstante, wirksam ist, oder mit dem zweiten Dämpfungscharakteristikbereich, also beispielsweise der größeren Federkonstante, wirksam ist, verschiedene Grund-Anregungs charakteristiken bzw. Anregungskurven für dieses Schwingungssystem vorliegen. Ist die Schwingungsdämpfungseinrichtung bzw. die erste Dämpferelementenanordnung im ersten Dämpfungscharakteristikbereich wirksam, so liegt eine Grund-Anregungscharakteristik, beispielsweise in Form einer über der Motordrehzahl aufgetragenen an der Sekundärseite auftretenden Winkelbeschleunigung, vor, die bei relativ geringer Drehzahl ein ausgeprägtes Anregungsmaximum aufweist. Bei Wirksamkeit der ersten Dämpferelementenanordnung im zweiten Dämpfungscharakteristikbereich liegt eine entsprechende Kurvenform vor, bei welcher jedoch das ausge prägte Anregungsmaximum erst bei deutlich höherer Drehzahl auftritt. Durch geeignete Abstimmung der beiden Federkonstanten aufeinander und durch geeignete Auswahl der Massenträgheit an der Primärseite bzw. Sekundärseite kann insbesondere für das bei Wirksamkeit des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs auftretende Anregungsmaximum eine Lage hinsichtlich der anregenden Drehzahl erhalten werden, die nahe der Zünddrehzahl, bei welcher ein Antriebsaggregat dann zündet, bzw. sogar darunter liegt. Dies erfordert jedoch das Bereitstellen einer sehr geringen Federkonstante im ersten Dämpfungscharakteristikbereich, was vergleichs weise lange Federn mit sich bringt. Es ist jedoch der in einem derartigen Zweimassenschwungrad bzw. einer derartigen Schwingungsdämpfungsein richtung zur Verfügung gestellte Bauraum begrenzt, so dass hier allein durch den begrenzten Bauraum hinsichtlich der Auswahl von Baugrößen derart, dass letztendlich das kritische Anregungsmaximum unterhalb der Zünddrehzahl liegt, erhebliche Beschränkungen vorliegen.

Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Verfahren bzw. eine Vorgehensweise zum Ermitteln wenigstens einer für die Betriebscharakteri stik einer Schwingungsdämpfungseinrichtung relevanten Größe vorzuse hen, mit welcher unter Berücksichtigung verschiedener bei einer derartigen Schwingungsdämpfungseinrichtung vorhandener Baugruppen bzw. diesen zugeordneten Charakteristiken die wenigstens eine Größe derart bestimmt werden kann, dass ein optimiertes Betriebsverhalten einer derartigen Schwingungsdämpfungseinrichtung erlangt werden kann.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch ein Verfahren zum Ermitteln wenigstens einer für die Betriebscharakteristik einer Schwin gungsdämpfungseinrichtung relevanten Größe, wobei die Schwingungs dämpfungseinrichtung umfasst: eine mit einer Antriebswelle zur gemein samen Drehung um eine Drehachse gekoppelte oder koppelbare Primär seite, eine gegen die Wirkung einer ersten Dämpferelementenanordnung in begrenztem Drehwinkelbereich bezüglich der Primärseite drehbare Sekun därseite sowie im Bereich der Primärseite oder/und der Sekundärseite eine Tilgeranordnung, wobei die Tilgeranordnung eine Tilgermassenanordnung und eine zweite Dämpferelementenanordnung aufweist, über welche die Tilgermassenanordnung an die Primärseite bzw. die Sekundärseite ange koppelt ist, wobei die erste Dämpferelementenanordnung einen ersten Dämpfungscharakteristikbereich aufweist, welcher im Wesentlichen bis zu einem Grenz-Relativdrehwinkel zwischen der Primärseite und der Sekundär seite wirksam ist, und einen zweiten Dämpfungscharakteristikbereich aufweist, welcher im Wesentlichen ab dem Grenz-Relativdrehwinkel zwi schen der Primärseite und der Sekundärseite wirksam ist, wobei das Ver fahren die Schritte umfasst:

a) Abstimmen einer Eigenfrequenz der Tilgeranordnung auf eine der ersten Dämpferelementenanordnung bei Wirksamkeit des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs zuzuordnende erste Grund-Dämpfungseigenfrequenz,
b) beruhend auf der in dem Schritt a) erhaltenen Eigenfrequenz der Tilgeranordnung und einer dem zweiten Dämpfungscha rakteristikbereich zuzuordnenden Grund-Anregungscharak teristik Ermitteln einer angepassten Anregungscharakteristik für den zweiten Dämpfungscharakteristikbereich,
c) beruhend auf der im Schritt b) ermittelten angepassten Anre gungscharakteristik für den zweiten Dämpfungscharakteristik bereich, Bestimmen einer kritischen Drehzahl bzw. einer damit in Zusammenhang stehenden Größe, bei welcher eine bei Wirksamkeit des zweiten Dämpfungscharakteristikbereichs maximal erzeugbare Schwingungsanregung bzw. eine damit in Zusammenhang stehende Größe einen vorbestimmten Schwel lenwert unterschreitet,
d) Ermitteln eines bei der kritischen Drehzahl durch ein mit der Schwingungsdämpfungseinrichtung zu verbinden des Antriebs aggregat maximal erzeugbaren Antriebsdrehmoments bzw. einer damit in Zusammenhang stehenden Größe,
e) beruhend auf dem im Schritt d) ermittelten Antriebsdrehmo ment bzw. der damit in Zusammenhang stehenden Größe, Ermitteln des Grenz-Relativdrehwinkels.

Mit dieser Vorgehensweise kann für eine Schwingungsdämpfungseinrich tung, bei welcher zwischen Primärseite und Sekundärseite eine Dämpfer elementenanordnung mit sich ändernder Wirkungscharakteristik vorgesehen ist, letztendlich eine die Änderung dieser Wirkungscharakteristik bezeich nende oder dafür relevante Größe ermittelt werden, so dass unter Berück sichtigung verschiedener Randbedingungen die erste Dämpferelementen anordnung derart ausgelegt werden kann, dass die Gefahr einer Resonanz anregung einer Schwingungsdämpfungseinrichtung insbesondere in den kritischen Bereichen niederer Drehzahlen nicht auftreten kann.

Dabei kann beispielsweise vorgesehen sein, dass die erste Grund- Dämpfungseigenfrequenz im Wesentlichen bestimmt wird als ein Maximum einer dem ersten Dämpfungscharakteristikbereich zuzuordnenden, in Ab wesenheit der Tilgeranordnung erhaltbaren Grund-Anregungscharakteristik. Dies bedeutet letztendlich, dass zur Ermittlung dieser ersten Grund- Dämpfungseigenfrequenz ein Schwingungssystem betrachtet wird, das im Wesentlichen nur die Primärseite und die Sekundärseite und die dazwi schen wirkende erste Dämpferelementenanordnung aufweist, so dass, wie vorangehend bereits ausgeführt, letztendlich für den ersten Dämpfungs charakteristikbereich und für den zweiten Dämpfungscharakteristikbereich verschiedene Grund-Anregungscharakteristiken vorliegen, die im Bereich der jeweiligen Eigenfrequenzen des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs bzw. des zweiten Dämpfungscharakteristikbereichs ein ausgeprägtes Maximum aufweisen.

Wie bereits vorangehend ausgeführt, können die verschiedenen Dämpfungscharakteristikbereiche dadurch charakterisiert sein, dass im ersten Dämpfungscharakteristikbereich die erste Dämpferelementenanord nung eine erste Federkonstante aufweist und dass im zweiten Dämpfungs charakteristikbereich die erste Dämpferelementenanordnung eine zweite Federkonstante aufweist, welche größer ist als die erste Federkonstante.

Um die besonders kritische erste Grund-Dämpfungseigenfrequenz bei Wirksamkeit des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs soweit als mög lich zu eliminieren, wird vorgeschlagen, dass im Schritt a) die Eigenfre quenz der Tilgeranordnung im Bereich der ersten Grund-Dämpfungseigen frequenz vorgegeben wird. Dabei ist es weiter vorteilhaft, wenn im Schritt a) die Eigenfrequenz der Tilgeranordnung derart vorgegeben wird, dass ein erstes Maximum einer angepassten Anregungscharakteristik für den ersten Dämpfungscharakteristikbereich unter einer einer Zünddrehzahl des An triebsaggregats entsprechenden Frequenz liegt.

Gemäß einem weiteren besonders vorteilhaften Aspekt der vorliegenden Erfindung kann vorgesehen sein, dass der Tilgeranordnung ferner eine Reibeinrichtung zugeordnet ist und dass für die Reibeinrichtung eine der artige Reibkrafterzeugungscharakteristik vorgesehen wird, dass eine im Bereich eines zweiten Maximums einer angepassten Anregungscharakteri stik des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs bei Wirksamkeit des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs maximal erzeugbare Schwingungs anregung bzw. eine damit in Zusammenhang stehende Größe unter dem vorbestimmten Schwellenwert liegt. Wesentlich für diesen Aspekt der vorliegenden Erfindung ist, dass bei einem eine Primärseite, eine Sekundär seite und die erste Dämpferelementenanordnung umfassenden Schwin gungssystem, bei welchem zusätzlich an die Primärseite oder die Sekundär seite über die zweite Dämpferelementenanordnung die Tilgermassenanord nung angekoppelt ist, für den ersten bzw. den zweiten Dämpfungscharak teristikbereich jeweils angepasste Anregungscharakteristiken erhalten werden, die aufgrund des zusätzlichen Freiheitsgrades, eingeführt durch die Tilgeranordnung, nicht nur ein ausgeprägtes Maximum, sondern zwei ausgeprägte Maxima aufweisen, die beidseits der Eigenfrequenz der Tilger anordnung liegen. Im Bereich der Eigenfrequenz der Tilgeranordnung wird ein lokales Minimum erreicht, da die Tilgeranordnung insbesondere in diesem Bereich ihrer Eigenfrequenz einer Schwingungsanordnung sehr effizient entgegenwirkt. Dies bedeutet jedoch, dass auch in einem über der Eigenfrequenz der Tilgeranordnung liegenden Frequenz- bzw. Drehzahlbe reich bei Arbeiten der ersten Dämpferelementenanordnung im ersten Dämpfungscharakteristikbereich ein lokales Anregungsmaximum auftreten wird, das insbesondere beim Übergang zwischen der Zünddrehzahl und der Leerlaufdrehzahl hinsichtlich einer potentiellen Anregung kritisch ist. Wird nun durch definierte Einführung einer Reibung dafür gesorgt, dass auch im Bereich dieses zweiten Maximums der angepassten Anregungscharakteri stik des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs eine nur begrenzte Schwingungsanregung auftreten kann, so kann auch hier die potentielle Gefahr einer Beschädigung verschiedener Systemkomponenten gemindert bzw. ausgeschlossen werden und das Überschreiten eines zulässigen Geräuschpegels vermieden werden.

Bei einer Schwingungsdämpfungseinrichtung, in Verbindung mit welcher die erfindungsgemäße Vorgehensweise zum Einsatz kommen kann, kann beispielsweise vorgesehen sein, dass die zweite Dämpferelementenanord nung wenigstens eine Dämpferfeder aufweist. Dabei ist es dann weiter vorteilhaft, wenn die Reibeinrichtung zur Erzeugung einer Reibwechselwir kung im Bereich zwischen der Primärseite bzw. der Sekundärseite und der Tilgermassenanordnung vorgesehen ist. Ferner ist es selbstverständlich möglich, dass die zweite Dämpferelementenanordnung einen verformbaren elastomerartigen Materialbereich aufweist.

Gemäß einem weiteren Aspekt betrifft die vorliegende Erfindung ein Ver fahren zum Ermitteln wenigstens einer für die Betriebscharakteristik einer Schwingungsdämpfungseinrichtung relevanten Größe, wobei die Schwin gungsdämpfungseinrichtung umfasst: eine mit einer Antriebswelle zur ge meinsamen Drehung um eine Drehachse gekoppelte oder koppelbare Pri märseite, eine gegen die Wirkung einer ersten Dämpferelementenanordnung in begrenztem Drehwinkelbereich bezüglich der Primärseite drehbare Sekun därseite, im Bereich der Primärseite oder/und der Sekundärseite eine Tilger anordnung, wobei die Tilgeranordnung eine Tilgermassenanordnung und eine zweite Dämpferelementenanordnung aufweist, über welche die Tilger massenanordnung an die Primärseite bzw. die Sekundärseite angekoppelt ist, wobei die erste Dämpferelementenanordnung einen ersten Dämpfungs charakteristikbereich aufweist, welcher im Wesentlichen bis zu einem Grenz-Relativdrehwinkel zwischen der Primärseite und der Sekundärseite wirksam ist, und einen zweiten Dämpfungscharakteristikbereich aufweist, welcher im Wesentlichen ab dem Grenz-Relativdrehwinkel zwischen der Primärseite und der Sekundärseite wirksam ist, wobei das Verfahren um fasst: Abstimmen einer Eigenfrequenz der Tilgeranordnung auf eine der ersten Dämpferelementenanordnung bei Wirksamkeit des ersten Dämp fungscharakteristikbereichs zu zuordnende erste Grund-Dämpfungseigenfre quenz derart, dass ein erstes Maximum einer angepassten Anregungs charakteristik für den ersten Dämpfungscharakteristikbereich unter einer einer Zünddrehzahl eines Antriebsaggregats, mit welchem die Schwin gungsdämpfungseinrichtung zu koppeln ist, entsprechenden Frequenz liegt.

Auch mit dieser Vorgehensweise ist es möglich, für die Eigenfrequenz der Tilgeranordnung einen derartigen Wert festzulegen bzw. zu finden, mit welchem sichergestellt ist, dass das besonders anregungskritische erste Maximum der angepassten Anregungscharakteristik letztendlich nicht angeregt werden kann, da in diesem Bereich eine durch das Zünden einer Brennkraftmaschine erzeugte Schwingungsanregung noch nicht auftreten wird. Dabei kann wieder vorgesehen sein, dass die erste Grund- Dämpfungseigenfrequenz im Wesentlichen bestimmt wird als ein Maximum einer dem ersten Dämpfungscharakteristikbereich zuzuordnenden, in Ab wesenheit der Tilgeranordnung erhaltbaren Grund-Anregungscharakteristik.

Weiter kann gemäß einem vorteilhaften Aspekt bei dieser Vorgehensweise vorgesehen sein, dass der Tilgeranordnung ferner eine Reibeinrichtung zugeordnet ist und dass für die Reibeinrichtung eine derartige Reibkraft erzeugungscharakteristik vorgesehen wird, dass eine im Bereich eines zweiten Maximums der angepassten Anregungscharakteristik des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs bei Wirksamkeit des ersten Dämpfungs charakteristikbereichs maximal erzeugbare Schwingungsanregung bzw. eine damit in Zusammenhang stehende Größe unter einem vorbestimmten Schwellenwert liegt.

Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung betrifft diese ein Verfahren zum Ermitteln wenigstens einer für die Betriebscharakteristik einer Schwingungsdämpfungseinrichtung relevanten Größe, wobei die Schwingungsdämpfungseinrichtung umfasst: eine mit einer Antriebswelle zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse gekoppelte oder koppelbare Primärseite, eine gegen die Wirkung einer ersten Dämpferelementenanord nung in begrenztem Drehwinkelbereich bezüglich der Primärseite drehbare Sekundärseite, im Bereich der Primärseite oder/und der Sekundärseite eine Tilgeranordnung, wobei die Tilgeranordnung eine Tilgermassenanordnung und eine zweite Dämpferelementenanordnung aufweist, über welche die Tilgermassenanordnung an die Primärseite beziehungsweise die Sekundär seite angekoppelt ist, wobei die erste Dämpferelementenanordnung einen ersten Dämpfungscharakteristikbereich aufweist, welcher im Wesentlichen bis zu einem Grenz-Relativdrehwinkel zwischen der Primärseite und der Sekundärseite wirksam ist, wobei der Tilgeranordnung ferner eine Reibein richtung zugeordnet ist und für die Reibeinrichtung eine derartige Reibkraft erzeugungscharakteristik vorgesehen wird, dass eine im Bereich eines zweiten Maximums einer angepassten Anregungscharakteristik des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs bei Wirksamkeit des ersten Dämpfungs charakteristikbereichs maximal erzeugbare Schwingungsanregung bezie hungsweise eine damit in Zusammenhang stehende Größe unter einem vorbestimmten Schwellenwert liegt.

Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen detailliert beschrieben. Es zeigt:

Fig. 1 eine Teil-Längsschnittansicht einer als Zweimassenschwung rad ausgebildeten Schwingungsdämpfungseinrichtung, bei welcher die vorliegende Erfindung zum Tragen kommen kann;

Fig. 2 eine der Fig. 1 entsprechende Ansicht einer alternativen Aus gestaltungsart einer Schwingungsdämpfungseinrichtung;

Fig. 3 ein Diagramm, welche die an der Sekundärseite einer Schwin gungsdämpfungseinrichtung auftretende Winkelbeschleuni gung in Abhängigkeit von der Motordrehzahl darstellt;

Fig. 4 ein der Fig. 3 entsprechendes Diagramm, welches erhalten wird, wenn bei der Schwingungsdämpfungseinrichtung zu sätzlich eine Tilgeranordnung wirksam ist;

Fig. 5 ein Diagramm, welches die Abhängigkeit eines durch ein Antriebsaggregat unter Volllast maximal erzeugbaren An triebsdrehmomentes von der Motordrehzahl wiedergibt;

Fig. 6 ein Diagramm, welches das bei einer Dämpferelementenanord nung in Abhängigkeit vom Relativdrehwinkel zwischen der Primärseite und der Sekundärseite auftretende Federmoment wiedergibt.

In Fig. 1 ist eine als Zweimassenschwungrad aufgebaute Schwingungs dämpfungseinrichtung allgemein mit 10 bezeichnet. Die Schwingungs dämpfungseinrichtung 10 umfasst eine Primärseite 12, welche in ihrem radial inneren Bereich beispielsweise durch eine Mehrzahl von Schraubbol zen 14 an eine Antriebswelle, beispielsweise eine Kurbelwelle eines An triebsaggregats, angekoppelt werden kann. Das Zweimassenschwungrad 10 umfasst ferner eine Sekundärseite 16, welche beispielsweise ein Schwungrad oder Schwungmassenteil einer Reibungskupplung bilden kann.

Die Primärseite 12 umfasst zwei beispielsweise als Blechteile ausgebildete Deckscheibenelemente 18, 20. Das Deckscheibenelement 18 wird über die bereits angesprochenen Schraubbolzen 14 an die Antriebswelle angekop pelt. In ihrem radial äußeren Bereich sind die beiden Deckscheibenelemente 18,20 durch eine Mehrzahl von Verbindungsbolzen 22 miteinander fest verbunden. Das Deckscheibenelement 18 trägt in seinem radial äußersten Bereich einen Anlasserzahnkranz 24. In Richtung einer Drehachse A zwi schen den beiden Deckscheibenelementen 18, 20 liegt ein Zentralscheiben element 26 der Sekundärseite. Dieses ist in seinem radial inneren Bereich beispielsweise wiederum durch Verschraubung mit einem Schwungmasse teil 28 fest verbunden.

In an sich bekannter Weise wirkt zwischen der Primärseite 12 und der Sekundärseite 16 eine erste Dämpferelementenanordnung 30. Diese um fasst beispielsweise eine Mehrzahl von Dämpferfedern oder Sätzen von Dämpferfedern, die im Wesentlichen in Umfangsrichtung orientiert in jewei ligen Federfenstern 32, 34, 36 der beiden Deckscheibenelemente 18, 20 bzw. des Zentralscheibenelements 26 angeordnet sind und sich in ihren in Umfangsrichtung gelegenen Endbereichen jeweils an Umfangsenden dieser Federfenster 32, 34, 36 abstützen. Die erste Dämpferelementenanordnung 30 ist dabei derart ausgebildet, dass sie eine gestufte Dämpfungs- bzw. Kraftcharakteristik aufweist. Dies kann beispielsweise dadurch erlangt werden, dass in jedem Federfenster ineinander geschachtelte Federn vor gesehen sind, die verschiedene Längen aufweisen. Bei Relativverdrehung zwischen Primärseite 12 und Sekundärseite 16 sind dann zunächst die länger bemessenen Federn wirksam, und bei Erreichen eines bestimmten Grenz-Relativdrehwinkels zwischen Primärseite 12 und Sekundärseite 16 werden zusätzlich auch die kürzer bemessenen Federn wirksam. Es ist zunächst dann in einem Bereich unterhalb des Grenz-Relativdrehwinkels eine kleinere Federkonstante vorgesehen, im Wesentlichen definiert durch die Federkonstante der längeren Federn, und im Bereich über dem Grenz- Relativdrehwinkel liegt eine größere Federkonstante vor, im Wesentlichen definiert durch die Summe der Federkonstanten der länger bemessenen Federn und der kürzer bemessenen Federn. Selbstverständlich kann anstelle der angesprochenen parallelen Schaltung verschiedener Federn auch eine serielle Schaltung zu einer gestuften Dämpfungscharakteristik führen. So können in Serie geschaltet Federn mit geringerer Federkonstante und Federn mit größerer Federkonstante vorgesehen sein. Bei einer Relativver drehung zwischen der Primärseite 12 und der Sekundärseite 16 werden bis zum Erreichen des Grenz-Relativdrehwinkels zunächst im Wesentlichen die Federn mit der geringeren Federkonstante wirksam sein und dann die Federn mit der größeren Federkonstante wirksam sein.

Die Primärseite 12 und die Sekundärseite 16 sind aneinander durch eine Lagerungsanordnung 38 axial abgestützt, und es ist ferner eine an sich bekannte Reibeinrichtung 40 vorgesehen, welche zwischen der Primärseite 12 und der Sekundärseite 16 eine definierte Coulomb'sche Reibung, d. h. im Wesentlichen trockene Reibwirkung, einführt.

Bei dem in Fig. 1 dargestellten Zweimassenschwungrad 10 ist ferner eine allgemein mit 42 bezeichnete Tilgeranordnung vorgesehen. Diese umfasst beispielsweise eine ringartig ausgebildete Tilgermasse 44, die vermittels einer Lagerung 46 auf dem Masseteil 28 drehbar gelagert ist. Zwischen der Tilgermasse 44 und dem Masseteil 28 wirkt eine zweite Dämpferelemen tenanordnung 48, beispielsweise wiederum umfassend eine Mehrzahl von Dämpferfedern. Dies bedeutet letztendlich, dass im Drehbetrieb die Tilger masse 44 entgegen der Wirkung der zweiten Dämpferelementenanordnung 48 bezüglich des Masseteils 28 und somit bezüglich der Sekundärseite 16 des Zweimassenschwungrads 10 verdrehbar ist.

Auch der Tilgeranordnung 42 ist eine Reibeinrichtung 50 zugeordnet, bei spielsweise in Form eines Reibringes 52, über welchen unter Vorspannung einer Tellerfeder 54 o. dgl. die Tilgermasse 44 an der Sekundärseite 16, insbesondere dem Zentralscheibenelement 26 derselben, axial abgestützt ist. Somit wirkt einer Verdrehung zwischen der Tilgermasse 44 und der Sekundärseite 16 nicht nur die zweite Dämpferelementenanordnung 48 entgegen, sondern auch die Reibeinrichtung 50.

Bevor im Folgenden auf die Wirkungscharakteristik einer derartigen Schwin gungsdämpfungseinrichtung bzw. eine Vorgehensweise zur Auslegung verschiedener Systembereiche derselben eingegangen wird, sei mit Bezug auf die Fig. 2 noch eine alternative Ausgestaltungsform angesprochen. Diese unterscheidet sich bezüglich der in Fig. 1 dargestellten Ausgestal tungsform im Wesentlichen dadurch, dass die zweite Dämpferelementen anordnung 48' keine komprimierbaren Federn, sondern einen Bereich 56 aus elastomerartigem Material umfasst. Dieser beispielsweise ringartige Materialbereich 56 kann beispielsweise durch Anvulkanisieren sowohl mit dem Zentralscheibenelement 26 als auch der Tilgermasse 44 fest verbun den sein. Auch hier ist die Tilgermasse 44 der Tilgeranordnung 42 dann bezüglich der Sekundärseite 16 des Zweimassenschwungrads 10 entgegen der Wirkung dieser zweiten Dämpferelementenanordnung 48' um die Drehachse A verdrehbar, wobei hier im Wesentlichen eine Scherverformung des Materialbereichs 56 auftreten wird. Bei dieser Scherverformung wird eine materialinterne Reibung erzeugt werden, so dass letztendlich die zweite Dämpferelementenanordnung 48' auch die Funktion der zwischen der Tilgermasse 44 und der Sekundärseite 16 des Zweimassenschwung rads 10 wirkenden Reibeinrichtung 50 der Fig. 1 übernimmt. Ansonsten entspricht die in Fig. 2 dargestellte Ausgestaltungsform des Zweimassen schwungrads 10 der vorangehend mit Bezug auf die Fig. 1 beschriebenen Ausgestaltungsform.

Die Fig. 3 zeigt ein Diagramm, welches in Abhängigkeit von der Motor drehzahl, die selbstverständlich korrespondiert mit bestimmten Frequenzen, die bei einem Schwingungssystem, umfassend die Primärseite 12, die Sekundärseite 16 und die erste Dämpferelementenanordnung 30, jedoch nicht umfassend die in den Fig. 1 und 2 erkennbare Tilgeranordnung 42, erzeugten Winkelbeschleunigungen zeigt. Letztendlich stellen die Kurven K₁ und K₂ Grund-Anregungscharakteristiken dieses Schwingungssystems dar, wobei je nach dem, ob die erste Dämpferelementenanordnung 30 in ihrem ersten Dämpfungscharakteristikbereich, also dem Bereich mit kleinerer Federkonstante C₁ wirksam ist, oder in ihrem zweiten Dämpfungscharak teristikbereich, also dem Bereich größerer Federkonstante C₂ wirksam ist, die Grund-Anregungscharakteristik K₁ oder die Grund-Anregungscharakteri stik K₂ vorliegt. Der Übergang zwischen diesen beiden Grund-Anregungs charakteristiken, d. h. der Übergang zwischen den beiden angesprochenen Dämpfungscharakteristikbereichen C₁, C₂ der ersten Dämpferelementen anordnung 30 ist in Fig. 6 veranschaulicht. Man erkennt, dass dort ausgehend von einem Grurid-Relativdrehwinkel O zwischen der Primärseite 12 und der Sekundärseite 16, d. h. einem drehmomentübertragungsfreien Grundzustand der Schwingungsdämpfungseinrichtung 10, bis zu einem Grenzwinkel α_g mit zunehmendem Verdrehwinkel bzw. mit zunehmender Kompression der Federn der ersten Dämpferelementenanordnung 30 ein vergleichsweise flacher Anstieg des erzeugten Federmomentes bzw. der er zeugten Federkraft vorliegt. Bei Eintreten in den zweiten Dämpfungscharak teristikbereich, d. h. den Bereich größerer Federkonstante C₂, d. h. bei Überschreiten des Grenzwinkels α_g, ist ein deutlicher Knick in der Feder momentenlinie erkennbar.

Um die in Fig. 3 dargestellten Grund-Anregungscharakteristiken K₁ und K₂ zu erhalten, werden also bei der grundlegenden Auslegung einer Schwin gungsdämpfungseinrichtung verschiedene Parameter vorgegeben, wie z. B. die Massenträgheit an der Primärseite 12, die Massenträgheit an der Se kundärseite 16 und die verschiedenen Federkonstanten C₁ und C₂ in den beiden angesprochenen Dämpfungscharakteristikbereichen.

Gemäß der vorliegenden Erfindung wird dann in einem nächsten Schritt zunächst theoretisch die Tilgermassenanordnung 42 zu dem vorangehend erwähnten Schwingungssystem hinzugefügt. Dabei wird derart vorgegan gen, dass für die Tilgeranordnung durch entsprechende Auswahl der Feder steifigkeit der zweiten Dämpferelementenanordnung 48 bzw. 48' und auch der Masse der Tilgermasse 44 eine Eigenfrequenz F₃ vorgegeben bzw. ausgewählt wird, die im Bereich der Eigenfrequenz F₁ liegt, welche im Wesentlichen repräsentiert ist durch ein Maximum M₁ der bei Wirksamkeit des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs C₁ heranzuziehenden Grund- Anregungscharakteristik bzw. Resonanzkurve K₁.

Durch das Einführen eines zusätzlichen Freiheitsgrades ergibt sich ein Schwingungssystem, das nunmehr zwei Eigenfrequenzen bzw. Resonanz frequenzen in jedem der Dämpfungscharakteristikbereiche C₁ und C₂ aufweisen wird. Dieser Übergang ist durch den Übergang von der Fig. 3 zur Fig. 4 repräsentiert. In Fig. 4 repräsentiert die Kurve K₁' eine das Vorsehen der Tilgeranordnung 42 berücksichtigende angepasste Anregungscharak teristik, welche dann vorliegt, wenn die erste Dämpferelementenanordnung 30 in ihrem Bereich geringerer Federkonstante, d. h. in dem ersten Dämpfungscharakteristikbereich C₁, wirksam ist. In entsprechender Weise repräsentiert die Kurve K₂' eine angepasste Anregungscharakteristik, wel che dann vorliegt oder heranzuziehen ist, wenn die erste Dämpferelemen tenanordnung 30 in ihrem Bereich größerer Federkonstante, d. h. im zwei ten Dämpfungscharakteristikbereich C₂, wirksam ist. Man erkennt in Fig. 4 weiter, dass jede dieser angepassten Anregungscharakteristiken bzw. Resonanzkurven nunmehr über der Drehzahl bzw. der Frequenz aufgetragen zwei Maxima M₁₁, M₁₂ bzw. M₂₁ und M₂₂ aufweist. Bei jeder der Kurven K₁', K₂' liegen diese beiden Maxima M₁₁, M₁₂, M₂₁, M₂₂ beidseits der Eigen frequenz F₃ der Tilgeranordnung 42 bei jeweiligen Frequenzen, hier wie dergegeben in Drehzahlen, F₁₁, F₁₂ bzw. F₂₁, F₂₂.

Bei den in Fig. 4 erkennbaren angepassten Anregungscharakteristiken K₁' und K₂' erkennt man nun, dass durch die geeignete Auswahl der Eigen frequenz F₃ der Tilgeranordnung 42 bzw. durch geeignete Auswahl der Trägheit der Tilgermasse 44 bzw. der Kraftcharakteristik der zweiten Dämpferelementenanordnung 48, 48' das erste Maximum M₁₁ der für den ersten Dämpfungscharakteristikbereich der ersten Dämpferelementenanord nung 30 heranzuziehenden angepassten Anregungscharakteristik K₁' in einem Drehzahlbereich bzw. Frequenzbereich auftritt, welcher unter der Zünddrehzahl F_z liegt. Diese Zünddrehzahl bzw. die damit korrespondie rende Frequenz F_z ist diejenige Drehzahl, bei welcher im Startvorgang bei Hochdrehen des Antriebsaggregats vermittels seines Anlassers begonnen wird, das Antriebsaggregat zu zünden. Im Bereich unter dieser Zünddreh zahl F_z kann eine Schwingungsanregung durch die im Antriebsaggregat periodisch auftretenden Zündungen nicht auftreten, so dass in diesem Bereich auch bei Wirksamkeit des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs C₁ letztendlich das hinsichtlich seines Maximalwertes vergleichsweise große Maximum M₁₁ nicht relevant ist. Bei Hochdrehen des Antriebsaggre gats wird ab der Zünddrehzahl F_z die Kurve bzw. angepasste Anregungs charakteristik K₁' durchlaufen, welche jedoch ab Überschreiten der Zünd drehzahl F_z stark abfallend ist und einen Schwellenwert S_a sehr schnell unterschreitet. Dieser Schwellenwert S_a steht für eine maximal zulässige Schwingungsanregungsstärke, beispielsweise wiedergegeben durch die an der Sekundärseite 16 messbare Winkelbeschleunigung, die bei einem Zweimassenschwungrad 10 noch auftreten kann oder darf, ohne dass die Gefahr von Beschädigungen besteht oder ein zulässiger Geräuschpegel überschritten wird.

Man erkennt in Fig. 4 ferner, dass das zweite Maximum M₁₂ der angepass ten Anregungscharakteristik K₁', das bei der Frequenz F₁₂ im Bereich zwi schen der Zündfrequenz F_z und dem Leerlaufbereich liegt, unter der Schwelle S_A liegt. Das heißt, auch bei Durchlaufen dieses Maximums M₁₂ ist die dabei auftretende Schwingungsanregung noch unter dem maximal zulässigen Ausmaß. Diese Charakteristik, dass bei der angepassten Anre gungscharakteristik K₁' das zweite Maximum M₁₂ eine vergleichsweise geringe Höhe hat, wird bei den in den Fig. 1 und 2 dargestellten Zweimas senschwungrädern 10 durch die geeignete Ausgestaltung bzw. Auswahl der Wirkungsweise der Reibeinrichtung 50 bzw. 56 erlangt. Das heißt, durch Einführung bestimmter Reibwerte der zwischen der Tilgermasse 44 und der Sekundärseite 16 wirkenden Reibeinrichtung 50 bzw. 56 kann die in Fig. 4 erkennbare angepasste Anregungscharakteristik K₁' erlangt wer den. Dass hier im Bereich der beiden Maxima M₁₁ und M₁₂ verschiedene Wirkungsstärken dieser Reibeinrichtung 50 bzw. 56 erlangt werden, liegt im Wesentlichen daran, dass bei diesen beiden Frequenzen verschiedene Eigenformen der Schwingungsanregungen vorliegen. Je nach dem, ob beispielsweise bei einer dieser Resonanzfrequenzen bzw. Resonanzdrehzah len die beiden schwingenden Massen sich aufeinander zu und voneinander weg oder in gleicher Richtung schwingend bewegen, werden aufgrund der sich einstellenden unterschiedlichen Relativbewegungsgeschwindigkeiten unterschiedlich starke Wirkungsweisen der Reibeinrichtung erhalten.

In Fig. 4 erkennt man des Weiteren, dass auch die angepasste Anregung scharakteristik K₂', die dann vorliegt bzw. heranzuziehen ist, wenn die erste Dämpferelementenanordnung 30 im zweiten Dämpfungscharakteris tikbereich C₂ arbeitet, zwei Maxima M₂₁ und M₂₂ aufweisen wird, wobei das bei höherer Drehzahl bzw. Frequenz liegende Maximum M₂₂ etwa in dem Leerlaufbereich liegt. Nach diesem zweiten Maximum M₂₂ weist die Kurve K₂' einen deutlichen Abfall auf und unterschreitet bei einer kritischen Drehzahl F_krit die für die maximal zulässige Anregungsstärke stehende Schwelle S_a.

Anhand der in Fig. 4 dargestellten angepassten Anregungscharakteristiken bzw. Kurven K₁' und K₂', welche im Wesentlichen durch Auswahl der Mas senträgheit an der Primärseite 12, der Massenträgheit an der Sekundärseite 16, der Dämpfungskraftcharakteristik der ersten Dämpferelementenanord nung 30, durch Auswahl der Massenträgheit der Tilgermasse 44 und der Dämpfungskraftcharakteristik der zweiten Dämpferelementenanordnung 48 bzw. 48' erhalten werden, kann man nun für die Auslegung der Schwingungsdämpfungseinrichtung erkennen, dass in jedem Falle bis zur Drehzahl bzw. Frequenz F_krit die erste Dämpferelementenanordnung 30 mit ihrem ersten Dämpfungscharakteristikbereich wirksam sein muss, um Schwingungsanregungen, die über das durch die Schwelle S_a repräsentierte Ausmaß hinausgehen, im Wesentlichen zu vermeiden. Erst ab oder bei Überschreiten dieser Drehzahl F_krit darf die erste Dämpferelementenanord nung 30 mit ihrem zweiten Dämpfungscharakteristikbereich, d. h. mit ihrer größeren Federkonstante und somit auch mit ihrer größeren Steifigkeit, wirksam werden, ohne dass dabei dann die Gefahr unzulässig starker Schwingungsanregungen besteht. Es kann somit also zunächst dem Dia gramm der Fig. 4 als wesentliche Größe die für den Übergang zwischen den beiden Dämpfungscharakteristikbereichen der ersten Dämpferelemen tenanordnung stehende kritische Drehzahl F_krit entnommen werden.

Die Fig. 5 zeigt ein Diagramm, das in Abhängigkeit von der Motordrehzahl das durch den Motor bei Volllast erzeugbare Antriebsdrehmoment repräsen tiert. Diesem Diagramm kann nun zu der zuvor bestimmten kritischen Dreh zahl F_krit ein zugeordnetes Grenzdrehmoment M_g entnommen werden. Dieses Grenzdrehmoment M_g ist also dasjenige Drehmoment, welches im - aus schwingungsanregungsmäßiger Betrachtungsweise - ungünstigsten Falle bei Vorliegen der Drehzahl F_krit in den Antriebsstrang eingeleitet wer den kann. Da, wie zuvor anhand der Fig. 4 erläutert, bei der kritischen Drehzahl F_krit der Übergang zwischen den beiden Dämpfungscharakteristik bereichen der ersten Dämpferelementenanordnung 30 stattfinden darf oder soll, steht nunmehr anhand der Fig. 5 auch fest, bis zu welchem über den Antriebsstrang übertragenen Drehmoment in jedem Falle, d. h. auch im ungünstigsten bzw. Volllastfall, der erste Dämpfungscharakteristikbereich wirksam sein muss. Dies bedeutet also, dass die erste Dämpferelementen anordnung derart aufgebaut werden muss, dass diese bei noch vorliegen der Wirksamkeit der geringeren Federkonstante C₁ ein Drehmoment über tragen können muss, das bis zu dem Grenzdrehmoment M_g reichen kann. Daraus resultiert, dass in dem in Fig. 6 dargestellten Diagramm der Über gang zwischen den beiden Bereichen C₁ und C₂ bei einem entsprechenden Federmoment M_g vorgesehen werden kann. Das heißt, ausgehend von dem Feder-Verdrehwinkel bzw. dem Relativdrehwinkel O zwischen Primärseite 12 und Sekundärseite 16 muss der im Wesentlichen durch die geringere Federkonstante C₁ repräsentierte flache Anstieg des Federmomentes bzw. der Federkraft solange andauern, bis das Grenzmoment M_g übertragen wird. Diesem Grenzmoment M_g kann also dann in der Fig. 6 ein Grenz- Relativvdrehwinkel α_g zugeordnet werden. Bei Erreichen bzw. Überschreiten des Grenzdrehwinkels, was im Volllastfalle dann auftreten wird, wenn die kritische Drehzahl F_krit erreicht ist, kann dann das Umschalten auf den Bereich mit größerer Federkonstante C₂ stattfinden.

Es kann somit der Grenz-Relativdrehwinkel α_g bestimmt werden, so dass nunmehr anhand dieser für den Betrieb bzw. die Betriebscharakteristik einer Schwingungsdämpfungseinrichtung sehr relevanten Größe die konstruktive Auslegung so vorgenommen werden kann, dass beispielsweise durch entsprechende Längenbemessung der verschiedenen Federn der ersten Dämpferelementenanordnung 30 oder durch Zuordnung verschiedener Relativdrehwinkelbegrenzungsanschläge zu verschiedenen Federn eben die in Fig. 6 erkennbare Momenten- bzw. Kraftkennlinie der ersten Dämpfungs elementeneinheit 30 erhalten wird. Es sei darauf hingewiesen, dass als Eingangsgröße zunächst nur festgelegt war, welche Federkonstanten in den verschiedenen Bereichen die Dämpferelementenanordnung aufweisen soll, jedoch noch nicht der mit der erfindungsgemäßen Vorgehensweise zu bestimmende Grenz-Relativdrehwinkel α_g festgelegt war.

Wird unter Berücksichtigung des so ermittelten Grenz-Relativdrehwinkels und der bereits als Eingangsgrößen berücksichtigten Größen, wie die ver schiedenen Massträgheitsmomente und die verschiedenen Federkonstan ten, dann eine Schwingungsdämpfungseinrichtung aufgebaut, kann sicher gestellt werden, dass auch im schwingungstechnisch ungünstigsten Falle, also bei Betreiben eines Antriebsaggregates im Volllastzustand, das Über schreiten einer maximal zulässigen Anregungsstärke im Wesentlichen vermieden werden kann.

Aus der Fig. 6 erkennt man ferner, dass bis zu einem maximalen Feder moment M_max entsprechend einem maximalen Relativverdrehwinkel zwi schen der Primärseite 12 und der Sekundärseite 16 dann der zweite Dämpfungscharakteristikbereich, d. h. die zweite, größere Federkonstante C₂, wirksam ist. Dabei kann das maximale Federmoment M_max derart be messen sein, dass es größer ist als das durch einen Motor maximal abgeb bare Antriebsmoment, so dass letztendlich im gesamten Antriebsmomen tenbereich und ggf. auch im Bereich der maximal zu erwartenden Dreh momentschwankungen eine Dämpfungswirkung bereitgestellt werden kann.

Selbstverständlich ist es jedoch auch möglich, dass bereits vor Erreichen des maximalen Antriebsdrehmoments der Winkel α_max erreicht wird und dann letztendlich eine verdrehungssteife Drehmomentenübertragung statt findet.

Bei einem Drehschwingungsdämpfer, wie er vorangehend beschrieben worden ist, kann insbesondere auch in dem kritischen Anregungsbereich zwischen der Zünddrehzahl F_z und dem Leerlaufbereich ein Betriebszustand vorliegen, in welchem beispielsweise aufgrund eines vergleichsweise gerin gen vom Antriebsaggregat abgegebenen Drehmomentes oder aufgrund der Tatsache, dass allgemein nur schwache oder überhaupt keine überlagerten Schwingungsanregungen auftreten, die Tilgeranordnung 42 bzw. die Tilger masse 44 derselben aufgrund der im Bereich der Reibeinrichtung 50 bzw. 56 erzeugten Grund- bzw. Haftreibung als bezüglich der Sekundärseite 16 feststehende Masse zu betrachten ist. Es erhöht sich somit die Gesamt masse der Sekundärseite 16 mit der Folge, dass die Resonanz- oder Eigen frequenz bzw. Frequenzen des Schwingungssystems zu kleineren Werten verschoben werden. Dies ist anhand der Kurven K₁" und K₂" in Fig. 3 erkennbar. In diesem Zustand liegt also das Maximum M₁' nur geringfügig über der Zünddrehzahl F_z. Aufgrund der Tatsache, dass nur geringe Anre gungen zu erwarten sind, ist auch in diesem Drehzahl- bzw. Frequenz bereich das Auftreten übermäßiger Schwingungen nicht zu erwarten.

Es sei darauf hingewiesen, dass die in den Fig. 1 und 2 dargestellten Schwingungsdämpfungseinrichtungen in verschiedenen Bereichen selbst verständlich auch andersartig ausgebildet sein können. So können bei spielsweise die als Trockenreibeinrichtungen dargestellten Reibeinrich tungen auch als Nassreibeinrichtungen bereitgestellt werden, in welchen letztendlich eine fluidische Dämpfungswirkung erzeugt wird. Auch ist es selbstverständlich möglich, die Dämpferelementenanordnung 30 nicht nur zweistufig wirkend, sondern mehrstufig, beispielsweise dreistufig, auszubilden, so dass letztendlich zwei Abknickpunkte in der in Fig. 6 erkennbaren Federkennlinie vorhanden sind.

Des Weiteren sei darauf hingewiesen, dass bei der erfindungsgemäßen Vorgehensweise und der dabei involvierten Auswahl der Reibcharakteristik der zwischen der Tilgeranordnung und der Sekundärseite wirkenden Reib einrichtung die durch die zwischen der Primärseite und der Sekundärseite an sich wirkende Reibeinrichtung erzeugte Reibcharakteristik unbeeinträch tigt ist. Diese kann auf andere im Betrieb zu berücksichtigenden Einfluss größen abgestimmt werden. Des Weiteren sei darauf hingewiesen, dass selbstverständlich die Tilgeranordnung auch in Verbindung mit der Primär seite wirken kann, d. h. beispielsweise die Ankopplung an eines der Deck scheibenelemente vorgesehen sein kann.

Claims

1. Verfahren zum Ermitteln wenigstens einer für die Betriebscharakte ristik einer Schwingungsdämpfungseinrichtung (10) relevanten Größe, wobei die Schwingungsdämpfungseinrichtung (10) umfasst:
eine mit einer Antriebswelle zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse (A) gekoppelte oder koppelbare Primärseite (12),
eine gegen die Wirkung einer ersten Dämpferelementenanord nung (30) in begrenztem Drehwinkelbereich bezüglich der Primärseite (12) drehbare Sekundärseite (16),
im Bereich der Primärseite (12) oder/und der Sekundärseite (16) eine Tilgeranordnung (42), wobei die Tilgeranordnung (42) eine Tilgermassenanordnung (44) und eine zweite Dämpferelementenanordnung (48; 48') aufweist, über welche die Tilgermassenanordnung (44) an die Primärseite (12) bezie hungsweise die Sekundärseite (16) angekoppelt ist,
wobei die erste Dämpferelementenanordnung (30) einen ersten Dämpfungscharakteristikbereich (C₁) aufweist, welcher im Wesent lichen bis zu einem Grenz-Relativdrehwinkel (α_g) zwischen der Pri märseite (12) und der Sekundärseite (16) wirksam ist, und einen zweiten Dämpfungscharakteristikbereich (C₂) aufweist, welcher im Wesentlichen ab dem Grenz-Relativdrehwinkel (α_g) zwischen der Primärseite (12) und der Sekundärseite (16) wirksam ist, wobei das Verfahren die Schritte umfasst:

a) Abstimmen einer Eigenfrequenz (F₃) der Tilgeranordnung (42) auf eine der ersten Dämpferelementenanordnung (30) bei Wirksamkeit des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs (C₁) zuzuordnende erste Grund-Dämpfungseigenfrequenz (F₁),
b) beruhend auf der im Schritt a) erhaltenen Eigenfrequenz (F₃) der Tilgeranordnung (42) und einer dem zweiten Dämpfungscharakteristikbereich (C₂) zuzuordnenden Grund-Anregungs charakteristik (K₂) Ermitteln einer angepassten Anregungs charakteristik (K₂') für den zweiten Dämpfungscharakteristik bereich (C₂),
c) beruhend auf der im Schritt b) ermittelten angepassten Anre gungscharakteristik (K₂') für den zweiten Dämpfungscharak teristikbereich (C₂), Bestimmen einer kritischen Drehzahl (F_krit) beziehungsweise einer damit in Zusammenhang stehenden Größe, bei welcher eine bei Wirksamkeit des zweiten Dämpfungscharakteristikbereichs (C₂) maximal erzeugbare Schwingungsanregung beziehungsweise eine damit in Zusam menhang stehende Größe einen vorbestimmten Schwellen wert (S_a) unterschreitet,
d) Ermitteln eines bei der kritischen Drehzahl (F_krit) durch ein mit der Schwingungsdämpfungseinrichtung (10) zu verbindendes Antriebsaggregat maximal erzeugbaren Antriebsdrehmoments (M_g) beziehungsweise einer damit in Zusammenhang stehen den Größe,
e) beruhend auf dem im Schritt d) ermittelten Antriebsdrehmo ment (M_g) beziehungsweise der damit in Zusammenhang stehenden Größe, Ermitteln des Grenz-Relativdrehwinkels (α_g).

2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Grund-Dämpfungseigen frequenz (F₁) im Wesentlichen bestimmt wird als ein Maximum (M₁) einer dem ersten Dämpfungscharakteristikbereich (C₁) zuzuordnen den, in Abwesenheit der Tilgeranordnung (42) erhaltbaren Grund- Anregungscharakteristik (K₁).

3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass im ersten Dämpfungscharakteristik bereich (C₁) die erste Dämpferelementenanordnung (30) eine erste Federkonstante (C₁) aufweist und dass im zweiten Dämpfungs charakteristikbereich (C₂) die erste Dämpferelementenanordnung (30) eine zweite Federkonstante (C₂) aufweist, welche größer ist als die erste Federkonstante (C₁).

4. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass im Schritt a) die Eigenfrequenz (F₃) der Tilgeranordnung (42) im Bereich der ersten Grund-Dämpfungs eigenfrequenz (F₁) vorgegeben wird.

5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass im Schritt a) die Eigenfrequenz (F₃) der Tilgeranordnung (42) derart vorgegeben wird, dass ein erstes Maximum (M₁₁) einer angepassten Anregungscharakteristik (K₁') für den ersten Dämpfungscharakteristikbereich (C₁) unter einer einer Zünddrehzahl des Antriebsaggregats entsprechenden Frequenz (F_z) liegt.

6. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Tilgeranordnung (42) ferner eine Reibeinrichtung (50; 56) zugeordnet ist und dass für die Reibeinrich tung (50; 56) eine derartige Reibkrafterzeugungscharakteristik vor gesehen wird, dass eine im Bereich eines zweiten Maximums (M₁₂) einer angepassten Anregungscharakteristik (K₁') des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs (C₁) bei Wirksamkeit des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs (C₁) maximal erzeugbare Schwingungsanregung beziehungsweise eine damit in Zusammen hang stehende Größe unter dem vorbestimmten Schwellenwert (S_a) liegt.

7. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Dämpferelementenanord nung (48) wenigstens eine Dämpferfeder aufweist.

8. Verfahren nach Anspruch 6 und Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Reibeinrichtung (50) zur Erzeu gung einer Reibwechselwirkung im Bereich zwischen der Primärseite (12) beziehungsweise der Sekundärseite (16) und der Tilgermassen anordnung (44) vorgesehen ist.

9. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Dämpferelementenanord nung (48') einen verformbaren elastomerartigen Materialbereich (56) aufweist.

10. Verfahren zum Ermitteln wenigstens einer für die Betriebscharakte ristik einer Schwingungsdämpfungseinrichtung (10) relevanten Größe, wobei die Schwingungsdämpfungseinrichtung (10) umfasst:
eine mit einer Antriebswelle zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse (A) gekoppelte oder koppelbare Primärseite (12),
eine gegen die Wirkung einer ersten Dämpferelementenanord nung (30) in begrenztem Drehwinkelbereich bezüglich der Primärseite (12) drehbare Sekundärseite (16),
im Bereich der Primärseite (12) oder/und der Sekundärseite (16) eine Tilgeranordnung (42), wobei die Tilgeranordnung (42) eine Tilgermassenanordnung (44) und eine zweite Dämpferelementenanordnung (48; 48') aufweist, über welche die Tilgermassenanordnung (44) an die Primärseite (12) be ziehungsweise die Sekundärseite (16) angekoppelt ist,
wobei die erste Dämpferelementenanordnung (30) einen ersten Dämpfungscharakteristikbereich (C₁) aufweist, welcher im Wesent lichen bis zu einem Grenz-Relativdrehwinkel (α_g) zwischen der Primärseite (12) und der Sekundärseite (16) wirksam ist, und einen zweiten Dämpfungscharakteristikbereich (C₂) aufweist, welcher im Wesentlichen ab dem Grenz-Relativdrehwinkel (α_g) zwischen der Primärseite (12) und der Sekundärseite (16) wirksam ist, wobei das Verfahren umfasst:
Abstimmen einer Eigenfrequenz (F₃) der Tilgeranordnung (42) auf eine der ersten Dämpferelementenanordnung (C₁) bei Wirksamkeit des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs (C₁) zuzuordnende erste Grund-Dämpfungseigenfrequenz (F₁) derart, dass ein erstes Maxi mum (M₁₁) einer angepassten Anregungscharakteristik (K₁') für den ersten Dämpfungscharakteristikbereich (C₁) unter einer einer Zünd drehzahl eines Antriebsaggregats, mit welchem die Schwingungs dämpfungseinrichtung (10) zu koppeln ist, entsprechenden Frequenz (F_z) liegt.

11. Verfahren nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Grund-Dämpfungseigen frequenz (F₁) im Wesentlichen bestimmt wird als ein Maximum (M₁) einer dem ersten Dämpfungscharakteristikbereich (C₁) zuzuordnen den, in Abwesenheit der Tilgeranordnung (42) erhaltbaren Grund- Anregungscharakteristik (K₁).

12. Verfahren nach Anspruch 10 oder 11, dadurch gekennzeichnet, dass der Tilgeranordnung (42) ferner eine Reibeinrichtung (50; 56) zugeordnet ist und dass für die Reibeinrich tung (50; 56) eine derartige Reibkrafterzeugungscharakteristik vor gesehen wird, dass eine im Bereich eines zweiten Maximums (M₁₂) der angepassten Anregungscharakteristik (K₁') des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs (C₁) bei Wirksamkeit des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs (C₁) maximal erzeugbare Schwingungsanregung beziehungsweise eine damit in Zusammenhang stehende Größe unter einem vorbestimmten Schwellenwert (S_a) liegt.

13. Verfahren zum Ermitteln wenigstens einer für die Betriebscharakte ristik einer Schwingungsdämpfungseinrichtung (10) relevanten Größe, wobei die Schwingungsdämpfungseinrichtung (10) umfasst:
eine mit einer Antriebswelle zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse (A) gekoppelte oder koppelbare Primärseite (12),
eine gegen die Wirkung einer ersten Dämpferelementenanord nung (30) in begrenztem Drehwinkelbereich bezüglich der Primärseite (12) drehbare Sekundärseite (16),
im Bereich der Primärseite (12) oder/und der Sekundärseite (16) eine Tilgeranordnung (42), wobei die Tilgeranordnung (42) eine Tilgermassenanordnung (44) und eine zweite Dämpferelementenanordnung (48; 48') aufweist, über welche die Tilgermassenanordnung (44) an die Primärseite (12) be ziehungsweise die Sekundärseite (16) angekoppelt ist,
wobei die erste Dämpferelementenanordnung (30) einen ersten Dämpfungscharakteristikbereich (C₁) aufweist, welcher im Wesent lichen bis zu einem Grenz-Relativdrehwinkel (α_g) zwischen der Pri märseite (12) und der Sekundärseite (16) wirksam ist, und einen zweiten Dämpfungscharakteristikbereich (C₂) aufweist, welcher im Wesentlichen ab dem Grenz-Relativdrehwinkel (α_g) zwischen der Primärseite (12) und der Sekundärseite (16) wirksam ist, wobei der Tilgeranordnung ferner eine Reibeinrichtung (50; 56) zugeordnet ist und für die Reibeinrichtung (50; 56) eine derartige Reibkrafterzeu gungscharakteristik vorgesehen wird, dass eine im Bereich eines zweiten Maximums (M₁₂) einer angepassten Anregungscharakteristik (K₁ ^') des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs (C₁) bei Wirksam keit des ersten Dämpfungscharakteristikbereichs (C₁) maximal er zeugbare Schwingungsanregung beziehungsweise eine damit in Zusammenhang stehende Größe unter einem vorbestimmten Schwel lenwert (S_a) liegt.