DE112009002406T5

DE112009002406T5 - Zweiweg-Torsionsdämpfer

Info

Publication number: DE112009002406T5
Application number: DE112009002406T
Authority: DE
Inventors: Dr. Farahati Rashid; Michael G. Swank
Original assignee: Schaeffler Technologies AG and Co KG
Current assignee: Schaeffler Technologies AG and Co KG
Priority date: 2008-10-17
Filing date: 2009-09-24
Publication date: 2012-01-19
Also published as: US8276720B2; US20100096788A1; DE112009005514C5; WO2010043301A1; DE112009005514A5; JP5619015B2; JP2012506006A; DE112009005514B4

Abstract

Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf einen Zweiweg-Torsionsdämpfer zur Verwendung in Verbindung mit einem Drehmomentwandler. Jeder der beiden Schwingungswege enthält eine Flansch mit einer federnden Verbindung zu jedem der Drehmomentwandlerdeckel und zu einer Ausgangsverbindung die mit der Getriebewelle verbunden ist. Die Turbine des Drehmomentwandlers ist mit einem der Flansche verbunden um an die zugeordneten Schwingungswege eine andere Frequenz zur Verfügung zu stellen. Wenn sich die Überbrückungskupplung in Eingriff befindet, dann werden die Motorschwingungen auf die beiden Schwingungswege zur gemeinsamen Ausgangsverbindung hin aufgeteilt. Die Schwingungsfrequenz der Wege wird so eingestellt, dass die Frequenzen der beiden Wege an der Ausgangsverbindung um 180° phasenverschoben sind und an der Ausgangsverbindung eine Schwingungstilgung zur Verfügung stellen.

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft das Gebiet von Fahrzeugantriebssträngen. Genauer betrifft die Erfindung die Reduzierung der Weiterleitung von Motorschwingungen auf das Fahrzeuggetriebe und insbesondere die Dämpfung von Motorschwingungen durch den Drehmomentwandler.
Kupplungen werden verwendet, um eine mechanische Umgehung der hydrodynamischen Kopplung in Drehmomentwandlern bereitzustellen, um den Kraftstoffverbrauch in Fahrzeugen zu verbessern. Die Kupplung ist in Eingriff und bleibt verriegelt, sobald eine Vervielfachung des Drehmoments nicht länger erforderlich ist. Während des Kupplungseingriffs werden die Motorschwingungen über die Kupplung auf den Antriebsstrang übertragen, was einen übermäßigen Verschleiß der Bauelemente des Antriebsstrangs sowie Komforteinbußen für die Fahrzeuginsassen verursacht. Um die übertragenen Drehschwingungen zu reduzieren, werden Torsionsisolatoren oder -dämpfer in Kupplungen zwischen dem Ausgangsdrehmoment des Motors und der Eingangswelle des Getriebes angeordnet. Torsionsdämpfer umfassen typischerweise eine Anordnung von Federn und Reibplatten, die als ein elastisches Element zur Reduzierung der Motorschwingungsamplitude dienen. Um die heutigen, immer leistungsstärkeren Motoren zu isolieren, werden viele komplizierte Federanordnungen konstruiert. All diese können jedoch zusätzliche unerwünschte Resonanzfrequenzen einführen, die unerwünschte Schwingungen verursachen oder verstärken.
Das Problem unerwünschter Resonanzfrequenzen wird oftmals durch die Verwendung einer Vielzahl von Reihen von Torsionsisolatoren in Drehmomentwandlern zu lösen versucht. Diese Tendenz wird auch durch den Zwang zu verbessertem Kraftstoffverbrauch und reduzierten Grenzwerten für untertourigen Betrieb vorangetrieben. Um eine Torsionsisolierung aufrechtzuerhalten oder zu verbessern, sind niedrigere Federkonstanten erforderlich. Zylinderabschalteinrichtungen und ein allgemeiner Trend zu einer reduzierten Anzahl von Motorzylindern verstärken weiter den Bedarf für niedrigere Federkonstanten (erhöhtes Isolator-Federvolumen). Aufgrund von Einschränkungen des Hüllraums ist der effizienteste Weg, das Federvolumen zu erhöhen, die Reihenverbindung von zwei konzentrischen Reihen von Federn miteinander (daher der so genannte Reihen-Isolator). Diese Anordnung bietet das maximale Federvolumen für den typischen Hüllraum, der für den Torsionsdämpfer verfügbar ist.
Diese Anordnung erfordert die Verwendung von einer oder mehreren Platten, die als Torsionsverbindung zwischen der äußeren und der inneren Federreihe dienen (der so genannte ”schwimmende Flansch”). Unglücklicherweise ist die Trägheit des schwimmenden Flansches bzw. der schwimmenden Flansche für jede konzentrische Federreihenanordnung wesentlich. Diese Trägheit führt einen zusätzlichen Freiheitsgrad in das Torsions-Antriebsstrangsystem ein, der unangenehme Schwingungen in dem Fahrzeug verursacht. Ein Verfahren, um den zusätzlichen Freiheitsgrad zu beseitigen, ist die Einführung einer Reibpackung über eines der konzentrischen Federpakete, um so die Energie des Flansch-Modus zu absorbieren. Diese Vorgehensweise hat jedoch den entscheidenden Nachteil, dass die Isolierung, die der Dämpfer bei allen anderen Frequenzen als dem Flansch-Modus bietet, verschlechtert wird.
Somit liegt auf dem Gebiet ein Problem vor, das die Reduzierung von im Motor erzeugten Schwingungen betrifft, die durch den Antriebsstrang übertragen werden, wenn eine Drehmomentwandler-Kupplung in Eingriff mit dem Fahrzeugmotor ist.
Die vorliegende Erfindung betrifft breit ausgedrückt einen Zweiweg-Torsionsschwingungsdämpfer für einen Drehmomentwandler, der eine Überbrückungskupplung aufweist, wobei der Isolator einen ersten Flansch und einen zweiten Flansch, wobei der erste Flansch an der Turbine des Drehmomentwandlers angebracht ist, und ein erstes Federpaar aufweist, wobei die erste Feder des ersten Federpaares zwischen einer äußeren Nabe des Drehmomentwandlers und dem ersten Flansch verläuft und die zweite Feder des ersten Federpaares von dem ersten Flansch zu einem Ausgangsanschluss verläuft, welcher Ausgangsanschluss mit einem Getriebeantriebseingang wirkverbunden ist. Die Erfindung weist ferner ein zweites Federpaar auf, wobei die erste Feder des zweiten Federpaares zwischen der äußeren Nabe und dem zweiten Flansch verläuft und die zweite Feder des zweiten Federpaars von dem zweiten Flansch zu dem Ausgangsanschluss verläuft. Das erste Federpaar bildet einen ersten Schwingungsweg, der die äußere Nabe, das erste Federpaar, den ersten Flansch und den Ausgangsanschluss umfasst, und das zweite Federpaar bildet einen zweiten Schwingungsweg, der die äußere Nabe, das zweite Federpaar, den zweiten Flansch und den Ausgangsanschluss umfasst. In einer bevorzugten Ausführungsform ist die Federkonstante des ersten Federpaares kleiner oder gleich der Federkonstanten des zweiten Federpaares. In einer bevorzugteren Ausführungsform ist die Federkonstante jedes der Schwingungswege abstimmbar (einstellbar). In einigen Ausführungsformen kann die äußere Nabe die Abdeckung des Drehmomentwandlers sein.
Eine Aufgabe der Erfindung ist es, eine Vorrichtung zum Reduzieren der Übertragung von Motorschwingungen bereitzustellen, wenn eine Drehmomentwandler-Kupplung im Eingriff ist.
Eine zweite Aufgabe der Erfindung ist es, eine Vorrichtung bereitzustellen, die den Schwingungsweg zwischen dem Motor und dem Getriebe teilt.
Eine dritte Aufgabe der Erfindung ist es, eine Vorrichtung zur Reduzierung von Schwingungen bereitzustellen, welche für unterschiedlich dimensionierte Antriebsstrangkomponenten einstellbar ist.
Eine vierte Aufgabe der Erfindung ist es, eine Vorrichtung zur Reduzierung von Schwingungen bereitzustellen, bei welcher zwei Schwingungswege so einstellbar sind, dass die Frequenz eines Weges gegenüber dem anderen Weg 180° phasenverschoben ist, wenn die Schwingungswellen die Enden der Wege erreichen.
Die Art und Arbeitsweise der vorliegenden Erfindung wird in der folgenden detaillierten Beschreibung der Erfindung in Zusammenhang mit den beiliegenden Zeichnungsfiguren im Einzelnen erläutert.
1 ist eine schematische Ansicht eines Einweg-Torsionsschwingungsdämpfers;
2 ist eine schematische Ansicht eines Einweg-Schwingungsdämpfers, bei welchem ein einzelner Flansch an eher Drehmomentwandler-Turbine angebracht ist;
3 ist eine schematische Darstellung des Zweiweg-Torsionsdämpfers gemäß vorliegender Erfindung;
4 ist eine schematische Darstellung des Zweiweg-Dämpfers, die Veränderungen der Schwingungsamplitude entlang dem Schwingungsweg zeigt;
5A ist eine Querschnittsansicht des Zweiweg-Dämpfers gemäß vorliegender Erfindung, die die konstruktive Beziehung seiner Bestandteile zeigt;
5B ist eine perspektivische Seitenansicht der beiden Flansche in dem Zweiweg-Dämpfer gemäß vorliegender Erfindung;
6 ist eine grafische Darstellung der Dämpfercharakteristik für den V4-V8-Motor;
7 ist ein Diagramm der Dämpfereffekte des Zweiweg-Dämpfers bei verschiedenen Federkonstanten;
8 ist ein Diagramm, welches die Dämpfereffekte des Zweiweg-Dämpfers gemäß vorliegender Erfindung mit Dämpfern nach dem Stand der Technik vergleicht; und
9 ist eine schematische Ansicht einer alternativen Ausführungsform des Zweiweg-Dämpfers gemäß vorliegender Erfindung.
Eingangs sei angemerkt, dass gleiche Bezugszeichen in verschiedenen Zeichnungsansichten identische Bauelemente der Erfindung bezeichnen. Ferner sei angemerkt, dass Ausrichtungen, Proportionen und Winkel der Figuren nicht immer maßstabsgetreu sind, um die Merkmale der vorliegenden Erfindung deutlich darzustellen.
Während die vorliegende Erfindung in Bezug auf gegenwärtig als bevorzugt betrachtete Ausführungsformen beschrieben wird, versteht es sich, dass die Erfindung nicht auf diese offenbarten Ausführungsformen beschränkt ist. Die vorliegende Erfindung soll verschiedene Modifikationen und äquivalente Anordnungen umfassen, die in dem Grundgedanken und Schutzumfang der beigefügten Patentansprüche eingeschlossen sind.
In den Zeichnungen zeigt 1 eine schematische Ansicht eines Einweg-Torsionsschwingungsdämpfers 10, der für den Stand der Technik typisch ist. Der Motor 11 ist mit der Turbine 14 durch eine Kupplung 12 und eine Flüssigkeitskupplung 13 wirkverbunden. Mit wirkverbunden ist gemeint, dass ein Bauelement oder eine Einrichtung entweder direkt oder indirekt mit einem zweiten Bauelement verbunden ist und die Funktion des zweiten Bauelements bewirkt. Beispielsweise bringen die Kupplung 12 und die Flüssigkeitskupplung 13 getrennt den Motor 11 in Wirkverbindung mit der Turbine 14, da beide so arbeiten, dass sie die Bewegung des Motors (oder der Motorkurbelwelle) auf die Turbine 14 übertragen. Die Anordnung aus äußerer Feder 15, schwimmendem Flansch 16 und innerer Feder 17 ist mit der Isolatornabe 18 verbunden, die als ein Ausgangsanschluss für die Getriebeeingangswelle 19 dient. Es ist zu erkennen, dass die äußere Feder 15 und die innere Feder 17 umgekehrt sein können und dass Flansche in den nachstehend erörterten verschiedenen Ausführungsformen der Dämpfer eine Form von Trägheitselementen sind, die Schwingungswege bilden können.
2 ist eine schematische Ansicht eines Reihen-Doppeldämpfers 20 nach dem Stand der Technik, in welchem ein einzelner Flansch 26 an der Turbine 24 angebracht ist. Der Motor 21 ist durch die Kupplung 22 und die Flüssigkeitskupplung 23 mit der Nabe 29 verbunden. Der Flansch 26 ist mit der Turbine 24 verbunden. Eine äußere Feder 25a und eine innere Feder 25b verbinden den Flansch 26 mit der Nabe 29 und der Isolatornabe 27. Ähnlich wie bei der in 1 gezeigten Ausführungsform wirkt die Isolatornabe 27 als ein Ausgangsanschluss für die Getriebeeingangswelle 28.
3 ist eine schematische Ansicht des Zweiweg-Torsionsdämpfers 30 gemäß vorliegender Erfindung. Der Motor 31 ist durch die Kupplung 32 und die Flüssigkeitskupplung 33 mit der äußeren Nabe 41 wirkverbunden. Es ist bekannt, dass die Flüssigkeitskupplung 33 des Dämpfers 30 eine Drehbewegung von dem Motor 31 durch die Pumpe (nicht dargestellt) und die Turbine 34 des zugehörigen Drehmomentwandlers überträgt, während die Kupplung 32 diese Drehbewegung überträgt, wenn sie im Eingriff mit dem Motor 31 ist. Motorschwingungen werden ebenfalls durch die Kupplung 32 übertragen. Die Kupplung 32 ist mit der äußeren Nabe 41 wirkverbunden.
Ein Flansch 36 ist an der Turbine 34 angebracht. Ein Federpaar 35a und 35b befestigt den Flansch 36 an der äußeren Nabe 41 bzw. der Isolatornabe 39. Zusammen bilden die Federn 35a, 35b und der Flansch 36 einen ersten Schwingungsweg, der die äußere Nabe 41 und die Isolatornabe 37 verbindet. Ein zweites Federpaar 37a und 37b verbindet den Flansch 38 mit der äußeren Nabe 41 bzw. der Isolatornabe 37. Zusammen bilden die Federn 37a, 37b und der Flansch 38 einen zweiten Schwingungsweg, der die äußere Nabe 41 und die Isolatornabe 37 verbindet. In einer bevorzugten Ausführungsform sind der erste Schwingungsweg und der zweite Schwingungsweg im Wesentlichen parallel. Es sei angemerkt, dass sowohl der erste als auch der zweite Schwingungsweg an der äußeren Nabe 41 beginnen und an der Isolatornabe 37 enden.
5A ist eine Querschnittsansicht eines Zweiweg-Dämpfers 30, welche die konstruktive Beziehung der äußeren Nabe 41, der Flansche 36 und 38, der Federn 35 und 37 und des Ausgangsanschlusses 39 zeigt. 5B ist eine perspektivische Seitenansicht eines möglichen Aufbaus der Flansche 36 und 38.
7 ist eine schematische Ansicht eines Zweiweg-Dämpfers 30, der zur Verwendung ohne Anbringung einer Drehmomentwandler-Turbine an einem Flansch in einem der Schwingungswege angepasst ist. Die Kupplung 32 bildet die Wirkverbindung des Dämpfers 30 mit dem Motor 31. Im Gegensatz zu der in 3 gezeigten Ausführungsform wird die Eigenfrequenz des oberen Weges niedriger gemacht als diejenige des unteren Weges, indem zu dem Flansch 36a Masse hinzugefügt wird, anstatt dass er an einer Drehmomentwandler-Turbine befestigt wird. Eine derartige Ausführungsform kann in Antriebssträngen mit Schaltgetriebe verwendet werden, welcher gewöhnlich keinen Drehmomentwandler nutzen. Ferner können in dieser Ausführungsform eine erste Abdeckung 41 und eine zweite Abdeckung 37 verwendet werden, um die Federn und Flansche des Dämpfers 30 zu flankieren oder zu umgeben.
4 ist eine schematische Zeichnung des Zweiweg-Dämpfers 30 gemäß vorliegender Erfindung. Ein Schwingungsweg A verläuft von dem Motor und der Kupplung (in 4 nicht gezeigt) zu der Ausgangsnabe 41. Der Schwingungsweg A ist in zwei parallele Schwingungswege B und C geteilt, die jeweils zwei separate Zwischenflansche 36 bzw. 38 enthalten. Zusätzliche Masse, beispielsweise die Masse der Turbine 34, ist mit dem Flansch 36 verbunden, um die Eigenfrequenz dieses Flansches zu senken. Zusätzliche Masse kann hinzugefügt werden, indem die Größe des Trägheitselements oder Flansches 36 des Weges A erhöht wird. Dies schafft zwei getrennte Eigenfrequenzen für jeden Schwingungsweg B und C anstatt einer einzelnen Frequenz. Diese beiden getrennten Eigenfrequenzen können für einen bestimmten Antriebsstrang ausgewählt oder ”maßgeschneidert” werden, indem die Federkonstantenverteilung zwischen den Wegen B und C bestimmt wird sowie die Trägheit der Flansche basierend auf den spezifischen elastischen Elementen und Trägheitselementen, die zur Bildung der Schwingungswege verwendet werden, individuell eingestellt wird. Zu den Beispielen für elastische Elemente zählen Gummiblöcke, Druckfedern und Kugelrampen in Verbindung mit Membranfedern. Die ursprüngliche einzelne Schwingung A von dem Motor tritt in die beiden parallelen Schwingungswege B und C jeweils mit denselben Wellenphasen, jedoch verschiedenen Amplituden ein. Während des Hochfahrens der Motordrehzahl oder Beschleunigung, wenn die Motorschwingungen A mit einer Frequenz (ω) den Weg B (Turbine und Flansch) erreichen, der eine Eigenfrequenz (ω_nt) hat, wird nur die Schwingungsphase in dem Turbine + Flansch-Weg B₂ gegenüber der ursprünglichen Welle um 180° verschoben. Die Eigenfrequenz des zweiten Flansches (Weg C) ist wesentlich höher als die des Weges A. Daher läuft die Schwingungswelle weiter entlang dem Schwingungsweg C ohne Phasenverschiebung. Da die Frequenzen der Wege B und C auf der Grundlage von spezifischen Bauelementen bestimmt werden können, die für einen bestimmten Schwingungsweg gewählt werden, können sie so eingestellt werden, dass die beiden Schwingungswellen B₂ und C die Ausgangsnabe 39 um 180° gegeneinander phasenverschoben erreichen, womit ein Auslöschungs- oder Reduzierungseffekt der Schwingungen erzeugt wird. Wenn mit anderen Worten der Turbine + Flansch-Weg B₂ um 180° phasenverschoben zu dem ursprünglichen Weg C zu schwingen beginnt, dient er in gewisser Weise als Massenabsorber. Dies resultiert in einer Ausgangsschwingung D mit einer wesentlich niedrigeren Amplitude.
Die Trägheit eines schwimmenden Flansches in einem Reihen-Torsionsisolator ist für jede konzentrische Federreihenanordnung, wie sie in 1 gezeigt ist, wesentlich. Diese Trägheit führt einen zusätzlichen Freiheitsgrad in das Torsions-Antriebsstrangsystem (Flansch-Modus) ein. Da die Federkonstante und die Flanschträgheit durch die konstruktiven Erfordernisse der Flansch-Federn-Baugruppe vorgegeben sind, kann die Eigenfrequenz der Flansche selbst nicht eingestellt werden. Die Konstruktion eines Zweiweg-Dämpfers 30 mit zwei parallelen Schwingungswegen B und C mit zwei separaten Federreihenanordnungen 35 bzw. 37 sieht zwei einzelne Flansche 36 und 38 mit zwei Eigenfrequenzen anstelle von einem vor. Die effektive Federkonstante (K) in einer parallelen Konfiguration ist K = K₁ + K₂, so dass durch eine variable Verteilung der Federkonstante zwischen diesen beiden Wegen ein Weg weicher werden kann, während der andere Weg steifer wird. Der Flansch mit der weicheren Federkonstante (Flansch 36) hat eine niedrigere Eigenfrequenz, während der Flansch 38 mit der steiferen Federkonstante eine höhere Eigenfrequenz als die Eigenfrequenz eines Isolators hat, der nur einen Schwingungsweg hat. Wenn ferner zu dem Flansch 36 mehr Trägheit hinzugefügt wird, nimmt die Eigenfrequenz des Flansches 36 weiter ab. Da die Turbine in einem Drehmomentwandler keine Beschleunigungs- oder Anlauffunktion hat, wenn die Kupplung mit dem Motor in Eingriff ist, kann die Trägheit der Turbine 34 zu der Trägheit des Flansches 36 hinzugefügt werden, wenn diese mit ihm verbunden ist, was die Eigenfrequenz des Flansches 36 weiter senkt. (Siehe 3 und 4 für einen schematischen Aufbau der angeschlossenen Turbine). 8 zeigt ein Diagramm eines Vergleichs zwischen einem Turbinendämpfer (STD 10) nach dem Stand der Technik (siehe 1), einem Reihen-Doppeldämpfer (SDD 20) nach dem Stand der Technik (siehe 2) und dem Zweiweg-Dämpfer (DPD 30) mit einer unterschiedlichen Federkonstantenverteilung gemäß vorliegender Erfindung (siehe 3).
Für einen Motor mit einem Abschaltsystem (V4-V8 – im Leerlauf werden vier Zylinder abgeschaltet) ist ein Reihendämpfer mit einer in 6 gezeigten Charakteristik erforderlich. 6 zeigt eine grafische Darstellung der Dämpfercharakteristik für den V4-V8-Motor. Während der V4-Betriebsart läuft der Motor in der ersten Stufe und während der V8-Betriebsart läuft der Motor in der zweiten Stufe. Für einen herkömmlichen Reihendämpfer (1) benötigen wir eine Federkonstante von 18,25 Nm/° für die erste Stufe und 53,69 Nm/° für die zweite Stufe. Die alleine dargestellten Ergebnisse sind für die V4-Betriebsart, welche der schlechteste Fall ist, wobei die Turbinenträgheit = 0,03 kgm2/rad ist, die Trägheit der schwimmenden Flansches 0,0135 kgm2/rad ist und die Trägheit der Isolatornabe = 0,002 kgm2/rad ist.
Die Simulationsergebnisse für zwei herkömmliche Dämpfer sind in 8 gezeigt. Der Reihen-Doppeldämpfer 20 hat einen Dämpfer-Modus bei etwa 1500 min^–1 und der Reihen-Turbinendämpfer 10 hat einen inneren Flansch-Modus bei etwa 2500 min^–1. In der V8-Betriebsart ist der Turbinen-Modus bei dem SDD 20 bei etwa 750 min^–1 und der innere Flansch-Modus bei dem STD 10 ist bei etwa 1250 min^–1. Daher haben beide Reihendämpfer nach dem Stand der Technik eine Resonanz, die bei etwa 1200–1500 min^–1 entweder in der V8- oder der V4-Betriebsart entsteht, was für verschiedene Fahrzeugtypen im Rahmen der normalen Fahrtbedingungen liegt. Aufgrund von konstruktiven Einschränkungen können diese Resonanzfrequenzen nicht in einen weniger kritischen Bereich verschoben werden. Wenn jedoch der Schwingungsweg auf zwei parallele Wege aufgeteilt wird und die Trägheit des schwimmenden Flansches halbiert (0,0135/2) wird und die Turbinenmasse mit einem der Flansche verbunden wird, wie bei dem DPD 30 (3), werden zwei getrennte Eigenfrequenzen gebildet. Da es bevorzugt ist, die Dämpfercharakteristik gleich wie bei der ursprünglichen Konstruktion zu halten, wird die Federkonstante auf zwei verschiedene Wege verteilt. Verschiedene Versuche wurden unternommen, um ein optimales Federverhältnis zu bestimmen. Ein Verhältnis von 50/50 der Federkonstantenverteilung bedeutet, dass das Federverhältnis 50% für Weg B und 50% für Weg C ist (7, Kurve 2). Es sei darauf hingewiesen, dass sich die Dämpfercharakteristik nicht verändern würde. Wenn das Federverhältnis auf 30% für Weg B (mit Turbinenmasse) und 70% für Weg C geändert wird, erhalten wir die Resultate in Kurve 3 von 7. Mithilfe von Simulationen für unterschiedliche Federverhältnisse wurde festgestellt, dass ein optimales Federverhältnis für jede Konstruktion bestimmt werden kann. In dem vorliegenden Beispiel hat das Verhältnis von 24% für Weg B und 76% für Weg C das beste Ergebnis, wie in 7, Kurve 4 gezeigt. Wenn das Federverhältnis weiter auf 20% für Weg B und 80% für Weg C vermindert wird, kommt der Antriebsstrang-Modus (Schwingungen) bei etwa 800 min^–1 zurück (7, Kurve 5). Somit können durch Einstellung der Federkonstanten der beiden Schwingungswege des DPD 30 Schwingungen, die während der normalen Fahrt-Modi normalerweise vorhanden sind, reduziert oder aus dem Fahrzeugantriebsstrang beseitigt werden.
In einigen Ausführungsformen kann die Trägheit des Flansches 36 nahe Null sein, wenn die Eigenfrequenz des Flansches 38 sich an unendlich annähert. Erforderlichenfalls kann ein geringes Ausmaß von Reibung 42 intern zwischen dem Flansch 36 und dem Flansch 38 hinzugefügt werden, um die Eigenfrequenz des Flansches 38 zu dämpfen. Da der Flansch eine geringe Trägheit und eine hohe Frequenz hat, wäre ein kleines Maß an Reibung 42 erforderlich, um die Resonanz zu beseitigen. Da zusätzlich die hinzugefügte Reibung nur zwischen den inneren Flanschen vorliegt, schmälert sie nicht die Qualität des Flansches in der anderen Frequenz.
Somit ist festzustellen, dass die Aufgaben der Erfindung effektiv gelöst werden, obgleich Veränderungen und Modifikationen an der Erfindung für den Durchschnittsfachmann ohne weiteres offensichtlich sind, wobei die Veränderungen den Gedanken und Schutzumfang der beanspruchten Erfindung nicht verlassen.

Claims

Dämpfer für einen Fahrzeugantriebsstrang mit einer Kupplung, enthaltend: eine erste Abdeckung; eine zweite Abdeckung; einen ersten Schwingungsweg, der eine Eigenfrequenz hat, welcher erste Schwingungsweg ein erstes Trägheitselement aufweist, welches zwischen einem ersten Paar elastischer Elemente angeordnet ist, wobei ein Element des ersten Paares elastischer Elemente mit der ersten Abdeckung wirkverbunden ist und das zweite Element des ersten Paares elastischer Elemente mit der zweiten Abdeckung wirkverbunden ist; und einen zweiten Schwingungsweg, der eine Eigenfrequenz hat, welcher zweite Schwingungsweg ein zweites Trägheitselement aufweist, welches zwischen einem zweiten Paar elastischer Elemente angeordnet ist, wobei ein Element des zweiten Paares elastischer Elemente mit der ersten Abdeckung wirkverbunden ist und das zweite Element des zweiten Paares elastischer Elemente mit der zweiten Abdeckung wirkverbunden ist; wobei der zweite Schwingungsweg im Wesentlichen parallel zu dem ersten Schwingungsweg ist; und wobei die Eigenfrequenz des ersten Schwingungsweges niedriger ist als die Eigenfrequenz des zweiten Schwingungsweges.
Dämpfer für einen Fahrzeugantriebsstrang nach Anspruch 1, bei welchem die kombinierte Federkonstante des ersten Paares elastischer Elemente niedriger ist als die kombinierte Federkonstante des zweiten Paares elastischer Elemente.
Dämpfer für einen Fahrzeugantriebsstrang nach Anspruch 1, bei welchem die Masse des ersten Trägheitselements größer ist als die Masse des zweiten Trägheitselements.
Dämpfer für einen Fahrzeugantriebsstrang nach Anspruch 1, bei welchem die Masse des ersten Trägheitselements größer ist als die Masse des zweiten Trägheitselements und die kombinierte Federkonstante des ersten Paares elastischer Elemente niedriger ist als die kombinierte Federkonstante des zweiten Paares elastischer Elemente.
Dämpfer für einen Fahrzeugantriebsstrang nach Anspruch 1, ferner enthaltend eine Reibungsverbindung zwischen dem ersten Trägheitselement und dem zweiten Trägheitselement.
Dämpfer für einen Fahrzeugantriebsstrang nach Anspruch 1, bei welchem die erste Abdeckung mit einer Motorkurbelwelle des Fahrzeugantriebsstrangs wirkverbunden ist.
Dämpfer für einen Fahrzeugantriebsstrang nach Anspruch 1, bei welchem die zweite Abdeckung mit einer Getriebeeingangswelle des Fahrzeugantriebsstrangs wirkverbunden ist.
Dämpfer für einen Fahrzeugantriebsstrang nach Anspruch 3, bei welchem die Masse des ersten Trägheitselements eine Turbine einschließt, welche Turbine fest an dem ersten Trägheitselement angebracht ist.
Dämpfer für einen Fahrzeugantriebsstrang nach Anspruch 1, bei welchem mindestens eines des ersten und des zweiten Paares elastischer Elemente Druckfedern umfasst.
Dämpfer für einen Fahrzeugantriebsstrang nach Anspruch 1, bei welchem mindestens eines des ersten und des zweiten Paares elastischer Elemente Gummiblöcke umfasst.
Dämpfer für einen Fahrzeugantriebsstrang nach Anspruch 1, bei welchem mindestens eines des ersten und des zweiten Paares elastischer Elemente eine Kugelrampe mit einer Membranfeder umfasst.
Dämpfer für einen Fahrzeugantriebsstrang nach Anspruch 1, bei welchem mindestens eines der Trägheitselemente ein schwimmender Flansch ist.
Dämpfer für einen Fahrzeugantriebsstrang nach Anspruch 1, bei welchem die erste Abdeckung eine äußere Nabe und die zweite Abdeckung eine innere Nabe ist.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler mit einer Kupplung, enthaltend: eine äußere Nabe; eine innere Nabe; einen ersten Schwingungsweg, der eine Eigenfrequenz hat, welcher erste Schwingungsweg ein erstes Trägheitselement aufweist, welches zwischen einem ersten Paar elastischer Elemente angeordnet ist, wobei ein Element des ersten Paares elastischer Elemente mit der äußeren Nabe wirkverbunden ist und das zweite Element des ersten Paares elastischer Elemente mit der inneren Nabe wirkverbunden ist; und einen zweiten Schwingungsweg, der eine Eigenfrequenz hat, welcher zweite Schwingungsweg ein zweites Trägheitselement aufweist, welches zwischen einem zweiten Paar elastischer Elemente angeordnet ist, wobei ein Element des zweiten Paares elastischer Elemente mit der äußeren Nabe wirkverbunden ist und das zweite Element des zweiten Paares elastischer Elemente mit der wirkverbunden ist; wobei der zweite Schwingungsweg im Wesentlichen parallel zu dem ersten Schwingungsweg ist; und wobei die Eigenfrequenz des ersten Schwingungsweges niedriger ist als die Eigenfrequenz des zweiten Schwingungsweges.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 14, bei welchem die kombinierte Federkonstante des ersten Paares elastischer Elemente niedriger ist als die kombinierte Federkonstante des zweiten Paares elastischer Elemente.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 14, bei welchem die Masse des ersten Trägheitselements großer ist als die Masse des zweiten Trägheitselements.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 14, bei welchem die Masse des ersten Trägheitselements größer ist als die Masse des zweiten Trägheitselements und die kombinierte Federkonstante des ersten Paares elastischer Elemente niedriger ist als die kombinierte Federkonstante des zweiten Paares elastischer Elemente.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 14, ferner enthaltend eine Reibungsverbindung zwischen dem ersten Trägheitselement und dem zweiten Trägheitselement.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 14, bei welchem die äußere Nabe mit einer Motorkurbelwelle des Fahrzeugantriebsstrangs wirkverbunden ist.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 14, bei welchem die innere Nabe mit einer Getriebeeingangswelle des Fahrzeugantriebsstrangs wirkverbunden ist.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 14, bei welchem mindestens eines des ersten und des zweiten Paares elastischer Elemente Druckfedern umfasst.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 14, bei welchem mindestens eines des ersten und des zweiten Paares elastischer Elemente Gummiblöcke umfasst.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 14, bei welchem mindestens eines des ersten und des zweiten Paares elastischer Elemente eine Kugelrampe mit einer Membranfeder umfasst.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 14, bei welchem eine Turbine an dem ersten Trägheitselement fest angebracht ist.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 16, bei welchem eine Turbine an dem ersten Trägheitselement fest angebracht ist.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 17, bei welchem eine Turbine an dem ersten Trägheitselement fest angebracht ist.
Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 14, bei welchem mindestens ein Trägheitselement ein Flansch ist.