DE112015002846B4

DE112015002846B4 - Startervorrichtung

Info

Publication number: DE112015002846B4
Application number: DE112015002846.3T
Authority: DE
Inventors: Hiroki Tsuji; Yohei Fujita; Tomoki Inagaki; Hideaki Miyakoshi
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 2014-08-08
Filing date: 2015-08-10
Publication date: 2018-12-20
Anticipated expiration: 2035-08-11
Also published as: JP6409874B2; WO2016021741A1; CN106536990B; JPWO2016021741A1; DE112015002846T5; CN106536990A; US20170198795A1; US10018261B2

Abstract

Startervorrichtung (1) mit:einem Eingabebauteil (3), auf welches Leistung von einem internen Verbrennungsmotor übertragen wird;einem Pumpenlaufrad (4), welches an dem Eingabebauteil (3) fixiert ist;einem Ausgabebauteil (7), welches an eine Eingabewelle (IS) eines Getriebes gekoppelt ist;einem Dämpfermechanismus (10), welcher ein Eingabeelement (11), welches an das Eingabebauteil (3) gekoppelt ist, ein Zwischenelement (12), ein Ausgabeelement (16), welches an das Ausgabebauteil (7) gekoppelt ist, einen ersten elastischen Körper (SP1), welcher ein Drehmoment zwischen dem Eingabeelement (11) und dem Zwischenelement (12) überträgt, und einen zweiten elastischen Körper (SP2) aufweist, welcher das Drehmoment zwischen dem Zwischenelement (12) und dem Ausgabeelement (16) überträgt; undeinem dynamischen Dämpfer (20), welcher einen Massekörper (21) und einen zwischen dem Massekörper (21) und dem Zwischenelement (12) des Dämpfermechanismus (10) angeordneten elastischen Körper zur Vibrationsabsorption (SPd) aufweist,dadurch gekennzeichnet, dass, wenn„It“ als das Trägheitsmoment aller Elemente, welche in einem Drehmomentübertragungspfad von dem Eingabebauteil (3) zu dem Ausgabebauteil (7) inkludiert sind, definiert ist,„Im“ als das Trägheitsmoment eines Zwischenbauteils (15), welches an den elastischen Körper zur Vibrationsabsorption (SPd) gekoppelt ist, definiert ist,„Idd“ als das Trägheitsmoment des Massekörpers (21) des dynamischen Dämpfers (20) definiert ist,ist,ist und„Netag“ als eine Rotationsgeschwindigkeit des internen Verbrennungsmotors definiert ist, welche einer Vibrationsfrequenz entspricht, welche durch den dynamischen Dämpfer (20) gedämpft werden soll, die Startervorrichtung (1) derart ausgelegt ist, dass sie erfüllt:und

Description

Technisches Gebiet
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Startervorrichtung, welche ein Eingabebauteil, auf welches Leistung von einem internen Verbrennungsmotor übertragen wird, ein Ausgabebauteil, welches mit einer Eingabewelle eines Getriebes gekoppelt ist, einen Dämpfermechanismus und einen dynamischen Dämpfer aufweist.
Technischer Hintergrund
Es ist eine Fluidgetriebevorrichtung bekannt, welche aufweist: ein Pumpenlaufrad, welches mit einer Antriebswelle gekoppelt ist, ein Turbinenlaufrad, welches mit einer angetriebenen Welle verbunden ist, eine Überbrückungskupplung zum direkten Koppeln des Turbinenlaufrads an die Antriebswelle und ein Dämpfermechanismus, welcher zwischen dem Turbinenlaufrad und der Überbrückungskupplung angeordnet ist (siehe beispielsweise Patentschrift 1). Der Dämpfermechanismus der Fluidgetriebevorrichtung weist auf: einen Trägheitsmassekörper, welcher relativ rotierbar ist mit Bezug auf die Überbrückungskupplung und das Turbinenlaufrad, einen ersten elastischen Körper, welcher den Trägheitsmassekörper mit der Überbrückungskupplung verbindet, und einen zweiten elastischen Körper, welcher den Trägheitsmassekörper mit dem Turbinenlaufrad verbindet. Der Trägheitsmassekörper weist weiterhin einen Hauptmassekörper, einen zusätzlichen Massekörper, welcher eine relativ kleinere Trägheitsmasse als der Hauptmassekörper hat, und einen dritten elastischen Körper auf. Der zusätzliche Massekörper ist relativ rotierbar mit Bezug auf den Hauptmassekörper und ist mit dem Hauptmassekörper über den dritten elastischen Körper verbunden, welcher einen dynamischen Dämpfer mit dem dritten elastischen Körper ausbildet. Bei der Fluidgetriebevorrichtung ist die gesamte Trägheitsmasse des Hauptmassekörpers und des zusätzlichen Massekörpers auf ein 0,7- faches oder mehr der Trägheitsmasse des Turbinenlaufrads (inklusive eines Eingriffsmittels) eingestellt, wodurch die Dämpferkapazität von Torsionsvibrationen in einem Niedrigrotationsbereich des Dämpfermechanismus verbessert wird und ein Überbrückungsbereich auf den Niedrigrotationsbereich ausgedehnt wird.
Zitatliste
Patentschriften
Patentschrift 1: Japanisches Patent JP 5 051 447 B2. Stand der Technik ist des Weiteren aus der Druckschrift DE 10 2011 006 533 A1 bekannt.
Zusammenfassung der Erfindung
Wie bei der Fluidgetriebevorrichtung gemäß Patentschrift 1 muss die Trägheitsmasse des Hauptmassekörpers erhöht werden, um die Vibrationsdämpfungsleistung des Dämpfermechanismus in dem Niedrigrotationsbereich zu erhöhen, durch ein Einstellen der Gesamtträgheitsmasse des Hauptmassekörpers und des zusätzlichen Massekörpers auf ein 0,7-faches bzw. 0,7 mal oder mehr der Trägheitsmasse des Turbinenlaufrades, während die Trägheitsmasse des zusätzlichen Massekörpers derart reduziert wird, dass sie kleiner ist als die des Hauptmassekörpers. Dann ist es notwendig, die Größe des Hauptmassekörpers zu erhöhen, um die Trägheitsmasse des Hauptmassekörpers zu erhöhen, jedoch besteht eine Grenze bei der Erhöhung der Größe des Hauptmassekörpers, welcher zwischen dem ersten und zweiten elastischen Körper angeordnet ist, und im Ergebnis wird die Vibrationsdämpferleistung des Dämpfermechanismus in dem Niedrigrotationsbereich nicht viel verbessert bei der vorstehend genannten Fluidgetriebevorrichtung. Wenn die Trägheitsmasse des Hauptmassekörpers erhöht wird, tritt eine Resonanz des Hauptmassekörpers auf, bevor die Motorrotationsgeschwindigkeit nicht viel erhöht worden ist, nachdem die Überbrückung durchgeführt worden ist, was es erschwert, die Vibrationsdämpferleistung des Dämpfermechanismus direkt nach der Überbrückung zu verbessern. Weiterhin kann, wenn die Trägheitsmasse des zusätzlichen Massekörpers derartig reduziert wird, dass sie kleiner ist als die des Hauptmassekörpers, die Vibrationsdämpfungsleistung des dynamischen Dämpfers reduziert werden.
In Anbetracht des Vorstehenden ist es eine Hauptaufgabe der hier offengelegten Erfindung, die Vibrationsdämpfungsleistung in dem Niedrigrotationsbereich weiter zu verbessern in einer Startervorrichtung, welche den Dämpfermechanismus aufweist, an welchen der dynamische Dämpfer gekoppelt ist.
Gemäß einer Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird eine Startervorrichtung bereitgestellt, welche aufweist: ein Eingabebauteil, auf welches Leistung von dem internen Verbrennungsmotor übertragen wird, ein Ausgabebauteil, welches mit einer Eingabewelle eines Getriebes gekoppelt ist, einen Dämpfermechanismus, welcher ein Eingabeelement aufweist, welches mit dem Eingabebauteil gekoppelt ist, ein Zwischenelement, ein Ausgabeelement, welches mit dem Ausgabebauteil gekoppelt ist, einen ersten elastischen Körper, welcher ein Drehmoment zwischen dem Eingabeelement und dem Zwischenelement überträgt, einen zweiten elastischen Körper, welcher das Drehmoment zwischen dem Zwischenelement und dem Ausgabeelement überträgt, und einen dynamischen Dämpfer, welcher einen Massekörper, und einen elastischen Körper zur Vibrationsabsorption aufweist, welcher zwischen dem Massekörper und dem Zwischenelement des Dämpfermechanismus angeordnet ist, bei welcher, wenn „It“ als das Trägheitsmoment aller Elemente definiert ist, welche in einem Drehmomentübertragungspfad von dem Eingabebauteil zu dem Ausgabebauteil inkludiert sind, „Im“ als das Trägheitsmoment des Zwischenbauteils definiert ist, welches mit dem elastischen Körper zur Vibrationsabsorption gekoppelt ist, „Idd“ definiert ist als das Trägheitsmoment des Massekörpers des dynamischen Dämpfers, „A = Im/It“, „B = Idd/Im“, und „Netag“ als eine Rotationsgeschwindigkeit des internen Verbrennungsmotors definiert ist, welche einer Vibrationsfrequenz entspricht, welche durch den dynamischen Dämpfer gedämpft werden soll, die Startervorrichtung derart ausgelegt ist, dass sie erfüllt: $0,04 \leq A \leq 0,19,$
$0,90 \leq B \leq 2,60$
und $900 rpm \leq Netag \leq 1400 rpm .$
Die Erfinder haben eine Startervorrichtung ernsthaft studiert und analysiert, welche den Dämpfermechanismus aufweist, bei welchem der dynamische Dämpfer mit dem Zwischenbauteil gekoppelt ist, um die Vibrationsdämpfungsleistung in einem Niedrigrotationsbereich zu verbessern. Als Ergebnis hiervon haben die Erfinder herausgefunden, dass die Vibrationsdämpfungsleistung in dem Niedrigrotationsbereich weiter dadurch verbessert werden kann, dass das Trägheitsmoment des Zwischenelements reduziert wird und das Trägheitsmoment des Massekörpers des dynamischen Dämpfers erhöht wird. Das heißt, wenn die Startervorrichtung derart ausgelegt ist, dass sie erfüllt: $0,04 \leq A = lm/lt \leq 0, 10, 0, 90 \leq B = ldd/lm \leq 2, 60 und 900 rpm \leq Netag \leq 1400rpm,$
wird es möglich, einen Resonanzpunkt des Zwischenelements auf eine höhere Rotationsseite (höhere Frequenzseite) zu verschieben, welcher in einem Zustand erzeugt wird, in welchem das Drehmoment von dem internen Verbrennungsmotor auf das Eingabeelement übertragen wird durch das Eingabebauteil und einen Bereich der Rotationsgeschwindigkeit, in welcher die Vibration zu guten Bedingungen durch den dynamischen Dämpfer gedämpft werden kann, weiter auszudehnen. Demgemäß ist ein Koppeln zwischen dem internen Verbrennungsmotor und dem Eingabeelement in einer weiteren niedrigen Rotationsgeschwindigkeit ermöglicht und eine Vibration von dem internen Verbrennungsmotor kann unter extrem guten Bedingungen durch den Dämpfermechanismus und den dynamischen Dämpfer gedämpft werden, direkt nachdem der interne Verbrennungsmotor mit dem Eingabeelement gekoppelt worden ist. Als Konsequenz hieraus ist es möglich, die Vibrationsdämpfungsleistung in dem Niedrigrotationsbereich weiter zu verbessern bei der Startervorrichtung, welche den Dämpfermechanismus hat, mit welchem der dynamische Dämpfer gekoppelt ist. Das Zwischenelement des Dämpfermechanismus kann ein erstes Zwischenelement, welches mit dem elastischen Körper zur Vibrationsabsorption gekoppelt ist und ein zweites Zwischenelement aufweisen, welches mit dem ersten Zwischenbauteil durch einen dritten elastischen Körper gekoppelt ist, in diesem Fall ist das Trägheitsmoment des ersten Zwischenelements derart ausgelegt, dass es die vorstehend genannten Bedingungen erfüllt.
Figurenliste

1 ist eine schematische Konfigurationsansicht, welche eine Startervorrichtung gemäß einer Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt.
2 ist eine schematische Konfigurationsansicht, welche eine Startervorrichtung gemäß einer anderen Ausführung der vorliegenden Erfindung zeigt.
3 ist eine schematische Konfigurationsansicht, welche eine Startervorrichtung gemäß einer weiteren Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt.
4 ist eine schematische Konfigurationsansicht, welche eine Startervorrichtung gemäß einer anderen Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt.
5 ist eine schematische Konfigurationsansicht, welche eine Startervorrichtung gemäß einer wieder anderen Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt.
6 ist eine schematische Konfigurationsansicht, welche eine Startervorrichtung gemäß einer anderen Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt.
7 ist eine Tabelle, welche Simulationsergebnisse eines Torsionsvibrationssystems zeigt, welche die Startervorrichtungen der vorliegenden Erfindung betreffen.
8 ist eine Tabelle, welche Simulationsergebnisse des Torsionsvibrationssystems betreffend die Startervorrichtung der vorliegenden Erfindung zeigt.
9 ist eine Tabelle, welche Simulationsergebnisse des Torsionsvibrationssystems betreffend die Startervorrichtung der vorliegenden Erfindung zeigt.
10 ist eine Tabelle, welche Simulationsergebnisse des Torsionsvibrationssystems betreffend die Startervorrichtung der vorliegenden Erfindung zeigt.

Beschreibung der Ausführungsformen
Als Nächstes werden Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung beschrieben mit Bezugnahme auf die Figuren.
1 ist eine schematische Konfigurationsansicht, welche eine Startervorrichtung 1 gemäß einer Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt. Die Startervorrichtung 1, welche in der Zeichnung gezeigt ist, ist auf einem Fahrzeug montiert, welches einen Verbrennungsmotor (vierzylindrischer interner Verbrennungsmotor) als Motor hat, und weist auf: eine Frontabdeckung 3 als ein Eingabebauteil, welches mit einer Kurbelwelle des Motors verbunden ist, zusätzlich zu einem Dämpfermechanismus 10, einem Pumpenlaufrad (Eingabeseitenfluidgetriebeelement) 4, welches an der Frontabdeckung 3 fixiert ist, ein Turbinenlaufrad (Ausgangsseitenfluidgetriebeelement) 5, welches koaxial mit dem Pumpenlaufrad 4 rotierbar ist, eine Dämpfernabe 7 als ein Ausgabebauteil, welches mit dem Dämpfermechanismus 10 gekoppelt ist, sowie fixiert ist an einer Eingabewelle IS eines Getriebes wie z.B. eines Automatikgetriebes (AT) oder eines kontinuierlich variablen Getriebes (CVT), eine Überbrückungskupplung 8, den Dämpfermechanismus 10, einen dynamischen Dämpfer 20, welcher mit dem Dämpfermechanismus gekoppelt ist, usw.
In der folgenden Beschreibung bedeutet „Axialrichtung“ grundsätzlich eine Erstreckungsrichtung der Zentralachse (axiales Zentrum) der Startervorrichtung 1 oder des Dämpfermechanismus 10, ausgenommen von Richtungen, welche besonders angegeben sind. Eine „Radialrichtung“ bezeichnet grundsätzlich eine Radialrichtung der Startervorrichtung 1, des Dämpfermechanismus 10, oder rotierender Elemente wie des Dämpfermechanismus 10, nämlich eine Erstreckungsrichtung einer geraden Linie, welche sich von der Zentralachse der Startervorrichtung 1 oder des Dämpfermechanismus 10 in einer Richtung orthogonal zu der Zentralachse (Radialrichtung) erstreckt, ausgenommen von Richtungen, welche besonders angegeben sind. Weiterhin bezeichnet eine „Umfangsrichtung“ im Wesentlichen eine Umfangsrichtung der Startervorrichtung 1 oder des Dämpfermechanismus, oder rotierender Elemente wie des Dämpfermechanismus 10, nämlich eine Richtung entlang einer Rotationsrichtung der rotierenden Elemente, ausgenommen Richtungen, welche besonders angegeben sind.
Das Pumpenlaufrad 4 weist eine nicht gezeigte Pumpenschale auf, welche an der Frontabdeckung 3 passend fixiert ist, und mehrere Pumpenschaufeln (nicht gezeigt), welche innerhalb der Pumpenschale angeordnet sind. Der Pumpenläufer 5 weist eine nicht gezeigte Turbinenschale und mehrere Turbinenschaufeln (nicht gezeigt) auf, welche innerhalb der Turbinenschale angeordnet sind. In der Ausführungsform ist ein innerer Umfangsabschnitt der Turbinenschale des Turbinenläufers 5 an einer nicht gezeigten Turbinennabe über mehrere Nieten fixiert, und die Turbinennabe ist durch die Dämpfernabe 7 derart gelagert, dass sie frei rotiert. Das Pumpenlaufrad 4 und der Turbinenläufer 5 sind einander zugewandt und ein Stator 6, welcher den Fluss von Arbeitsöl (Arbeitsfluid) von dem Turbinenläufer 5 zu dem Pumpenlaufrad 4 reguliert bzw. berichtigt, ist koaxial zwischen dem Pumpenlaufrad 4 und dem Turbinenläufer 5 angeordnet. Der Stator 6 hat mehrere Statorschaufeln und eine Rotationsrichtung des Stators 6 ist auf nur eine Richtung eingestellt durch eine Einwegkupplung 60. Das Pumpenlaufrad 4, der Turbinenläufer 5 und der Stator 6 bilden einen Torus (ringförmiger Kanal) für die Zirkulation des Arbeitsöls, welches als ein Drehmomentwandler (Fluidgetriebevorrichtung) fungiert, welcher eine Drehmomentverstärkungsfunktion hat. Jedoch können der Stator 6 oder die Einwegkupplung 60 in der Startervorrichtung 1 weggelassen werden, um es dem Pumpenlaufrad 4 und dem Turbinenläufer 5 zu erlauben, als Fluidkupplung zu fungieren.
Die Überbrückungskupplung 8 führt eine Überbrückung für das Koppeln der Frontabdeckung 3 an die Dämpfernabe 7, nämlich die Eingabewelle IS des Getriebes, durch den Dämpfermechanismus 10 durch und hebt die Überbrückung auch auf. In der Ausführungsform ist die Überbrückungskupplung 8 als eine Mehrscheibenhydraulikkupplung konfiguriert, welche einen Überbrückungskolben aufweist, welcher durch ein Zentralstück gelagert ist, welches an der Frontabdeckung 3 derart fixiert ist, dass es sich frei in der Axialrichtung bewegt, eine ringförmige Kupplungstrommel, eine ringförmige Kupplungsnabe, welche an der Frontabdeckung derart fixiert ist, dass sie dem Überbrückungskolben zugewandt ist, mehrere erste Reibeingriffsscheiben (Reibungsscheiben, welche Reibungsmaterial auf beiden Oberflächen haben), welche mit einer inneren Umfangsoberfläche der Kupplungstrommel kerbverzahnt sind, und mehrere zweite Reibeingriffsplatten (Separatorplatten), welche mit einer äußeren Umfangsoberfläche der Kupplungsnabe kerbverzahnt sind (beide sind nicht gezeigt).
Die Überbrückungskupplung 8 weist weiterhin ein nicht gezeigtes Flanschbauteil (Ölkammerdefinierungsbauteil) auf, welches an dem Zentralstück der Frontabdeckung 3 angebracht ist, und mehrere Rückführfedern (nicht gezeigt) auf, welche zwischen der Frontabdeckung 3 und dem Überbrückungskolben angeordnet sind. Der Überbrückungskolben und das Flanschportal definieren eine Eingriffsölkammer, in welche das Arbeitsöl (Eingriffsöldruck) von einer nicht gezeigten Hydrauliksteuerung geliefert wird. Der Überbrückungskolben wird in der Axialrichtung derart bewegt, dass er die ersten und zweiten Reibeingriffsplatten hin zu der Frontabdeckung 3 drückt durch eine Erhöhung des Eingriffsöldruckes zu (bzw. in) der Eingriffsölkammer, wodurch die Überbrückungskupplung 8 in Eingriff gebracht wird (kompletter Eingriff oder Schlupfeingriff). Die Überbrückungskupplung 8 kann auch als eine Einscheibenhydraulikkupplung ausgeformt sein.
Der Dämpfermechanismus 10 weist, wie in 1 gezeigt, ein Antriebsbauteil (Eingabeelement) 11, ein erstes Zwischenbauteil (erstes Zwischenelement) 12, ein zweites Zwischenbauteil (zweites Zwischenelement) 15 und ein angetriebenes Bauteil (Ausgabeelement) 16 als rotierende Elemente auf, und weist mehrere (beispielsweise 2 - 6 Spiralen in der Ausführungsform) äußere Federn (erste elastische Körper) SP1, welche nahe bei der äußeren Peripherie des Dämpfermechanismus 10 angeordnet sind, mehrere und dieselbe Anzahl (beispielsweise jeweils 3 Federn in der Ausführungsform) von ersten inneren Federn (dritte elastische Körper) SP21 und zweiten inneren Federn (zweite elastische Körper) SP22 auf, welche auf der inneren Seite der äußeren Federn SP1 als Drehmomentübertragungselemente angeordnet sind.
Als die äußeren Federn SP1, die ersten und zweiten inneren Federn SP21, SP22 wird eine Bogenschraubenfeder verwendet, welche aus einem Metallmaterial ausgeformt ist, welches derart gewunden ist, dass sie ein axiales Zentrum hat, welches sich in einer Bogenform erstreckt, wenn keine Last hinzugefügt wird, oder eine gerade Schraubenfeder verwendet, welche aus einem Metallmaterial geformt ist, welches in einer Schraubenform bzw. Spiralform gewunden ist, dass sie ein axiales Zentrum hat, welches sich gerade erstreckt, wenn keine Last hinzugefügt wird. Die ersten und zweiten inneren Federn SP21, SP22 können dieselben Eigenschaften (Härte, nämlich eine Federkonstante und Ähnliches) haben, können aber auch unterschiedliche Eigenschaften voneinander haben.
Das Antriebsbauteil 11 ist ausgeformt durch die Kupplungstrommel der Überbrückungskupplung 8 und einer nicht gezeigten ringförmigen Antriebsplatte, welche an die Kupplungstrommel durch mehrere Nieten gekoppelt ist, welche in einem äußeren Randseitenbereich innerhalb einer Fluidgetriebekammer 9 angeordnet ist, welche definiert ist durch die Frontabdeckung 3 und die Pumpenschale des Pumpenlaufrads 4. Die mehreren äußeren Federn SP1 sind durch die Kupplungstrommel und die Antriebsplatte gelagert, welche miteinander in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung gekoppelt sind, welche in dem äußeren Randseitenbereich innerhalb der Fluidgetriebekammer 9 derart angeordnet sind, dass sie nahe bei der äußeren Peripherie des Dämpfermechanismus 10 sind. Die Kupplungstrommel und die Antriebsplatte weisen jeweils mehrere (beispielsweise zwei bis sechs Abschnitte in der Ausführungsform) Federanstoßabschnitte auf, die derart angeordnet sind, dass sie in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung aufgereiht sind. Ein jeder der Federanstoßabschnitte der Kupplungstrommel und der Antriebsplatte stößt an beiden Endabschnitten der äußeren Federn SP1 an, welche benachbart zueinander liegen zwischen diesen in einem montierten Zustand des Dämpfermechanismus 10.
Das erste Zwischenbauteil 12 ist durch ein nicht gezeigtes erstes Plattenbauteil, welches nahe bei der Frontabdeckung 3 angeordnet ist, und eine nicht gezeigte ringförmige zweite Platte ausgestaltet, welche nahe bei dem Turbinenläufer 5 angeordnet ist und auch an dem ersten Plattenbauteil durch mehrere Nieten gekoppelt ist (fixiert ist). Das erste Plattenbauteil weist mehrere (beispielsweise 2 bis 6 Abschnitte in der Ausführungsform) äußere Federanstoßabschnitte, welche derart angeordnet sind, dass sie in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung aufgereiht sind, und mehrere (beispielsweise 3 Abschnitte in der Ausführungsform) innere Federanstoßabschnitte auf, welche derart angeordnet sind, dass sie in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung aufgereiht sind. Das zweite Plattenbauteil weist mehrere (beispielsweise 6 Abschnitte in der Ausführungsform) äußere Federanstoßabschnitte, welche derart angeordnet sind, dass sie in Intervallen in der Umfangsrichtung aufgereiht sind, und mehrere (beispielsweise 3 Abschnitte in der Ausführungsform) innere Federanstoßabschnitte auf, welche derart angeordnet sind, dass sie in Intervallen (gleiche Intervalle) in der Umfangsrichtung aufgereiht sind.
Ein jeder äußerer Federanstoßabschnitt des ersten Plattenbauteils, welches in dem ersten Zwischenbauteil 12 umfasst ist, stößt an beiden Endabschnitten der äußeren Federn SP1 an, welche nebeneinander zwischen diesen in dem montierten Zustand des Dämpfermechanismus 10 liegen. Die ersten inneren Federn SP21 und die zweiten inneren Federn SP22 sind durch die ersten und zweiten Plattenbauteile gelagert, welche miteinander derart gekoppelt sind, dass sie abwechselnd in Intervallen in der Umfangsrichtung aufgereiht sind, innerhalb der mehreren äußeren Federn SP1 in der Radialrichtung. Ein jeder der inneren Federanstoßabschnitte des ersten und zweiten Plattenbauteils stößt an beiden Endabschnitten der ersten inneren Feder SP21 und der zweiten inneren Feder SP22 an, welche kein Paar bilden (nicht in Serie wirkend) zwischen diesen im montierten Zustand des Dämpfermechanismus 10.
Das zweite Zwischenbauteil 15 ist zwischen dem ersten Plattenbauteil und dem zweiten Plattenbauteil angeordnet, welches derart gelagert ist (ausgerichtet ist), dass es frei rotiert, beispielsweise durch die in dem Antriebsbauteil 11 untergebrachte Antriebsplatte. Das zweite Zwischenbauteil 15 ist als ein ringförmiger Plattenkörper ausgebildet, welcher mehrere (beispielsweise drei Abschnitte in der Ausführungsform) Federanstoßabschnitte hat, welche sich von einem inneren Umfangsabschnitt zu der inneren Seite in der Radialrichtung erstrecken und welche in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung aufgereiht sind. Ein jeder Federanstoßabschnitt des zweiten Zwischenbauteils 15 stößt an beiden Endabschnitten der ersten und zweiten inneren Federn SP21 und SP22 an, welche zwischen sich ein Paar bilden. Demgemäß ist ein Paar der ersten und zweiten Federn SP21 und SP22 durch den Federanstoßabschnitt des zweiten Zwischenbauteils 15 in Serie gekoppelt, was die Steifheit der Drehmomentübertragungselemente reduzieren kann, welche innerhalb der äußeren Federn SP1 angeordnet sind.
Das angetriebene Bauteil 16 ist zwischen dem ersten Plattenbauteil und dem zweiten Plattenbauteil des ersten Zwischenbauteils 12 angeordnet und an der Dämpfernabe 7 durch mehrere Nieten fixiert. Das angetriebene Bauteil 16 weist mehrere (beispielsweise drei Abschnitte in der Ausführungsform) Federanstoßabschnitte auf, welche in Intervallen in der Umfangsrichtung ausgeformt sind und sich zu der äußeren Seite in der Radialrichtung erstrecken. Ein jeder Federanstoßabschnitt des angetriebenen Bauteils 16 stößt an beide Endabschnitte der ersten und zweiten inneren Federn SP21 und SP22 an, welche miteinander kein Paar ausbilden (nicht in Serie wirkend) in dem montierten Zustand des Dämpfermechanismus 10. Demgemäß ist das angetriebene Bauteil 16 an das Antriebsbauteil 11 durch die mehreren äußeren Federn SP1, das erste Zwischenbauteil 12, die mehreren ersten inneren Federn SP21, das zweite Zwischenbauteil 15 und die mehreren zweiten inneren Federn SP22 gekoppelt.
Der Dämpfermechanismus 10 weist weiterhin einen ersten Stopper 17a, welcher die relative Rotation zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem ersten Zwischenbauteil 12 reguliert, einen zweiten Stopper 17b, welcher die relative Rotation zwischen dem ersten Zwischenbauteil 12 und dem zweiten Zwischenbauteil 15 reguliert, und einen dritten Stopper 17c, welcher die relative Rotation zwischen dem zweiten Zwischenbauteil 15 und dem angetriebenen Bauteil 16 reguliert, als Rotationsregulierungsstopper für das Regulieren der relativen Rotation zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 16 auf. Wenn ein auf die Frontabdeckung 3 zu übertragendes Drehmoment, nämlich ein Eingabedrehmoment an das Antriebsbauteil 11, in der Ausführungsform erhöht wird, werden die relative Rotation zwischen den ersten und zweiten Zwischenbauteilen 12 und 15 und die relative Rotation zwischen dem zweiten Zwischenbauteil 15 und dem angetriebenen Bauteil 16 gleichzeitig reguliert durch die zweiten und dritten Stopper 17b und 17c, bevor die relative Rotation zwischen der Antriebsvorrichtung 11 bzw. dem Antriebsbauteil 11 und dem ersten Zwischenbauteil 12 durch den ersten Stopper 17a reguliert wird. Die zweiten und dritten Stopper 17b und 17c können jedoch derart konfiguriert werden, dass sie nicht zur selben Zeit betrieben werden. Es ist auch bevorzugt, einen Stopper für die Regulierung der relativen Rotation zwischen dem ersten Zwischenbauteil 12 und dem angetriebenen Bauteil 16 zu verwenden, anstatt die zweiten und dritten Stopper 17b, 17c zu verwenden.
Der dynamische Dämpfer 20 weist ein ringförmiges Kopplungsbauteil 21 und mehrere (beispielsweise drei Federn in der Ausführungsform) Vibrationsabsorptionsfedern (vibrationsabsorbierende elastische Körper, elastische Körper zur Vibrationsabsorption) SPd auf, welche gerade Schraubenfedern oder Bogenschraubenfedern sind, welche zwischen dem Kopplungsbauteil 21 und dem ersten Zwischenbauteil 12 des Dämpfermechanismus 10 angeordnet sind. Das Kopplungsbauteil 21 ist beispielsweise zwischen dem Turbinenlaufrad 5 und dem zweiten Plattenbauteil des ersten Zwischenbauteils 12 in der Axialrichtung angeordnet und ein innerer Umfangsabschnitt davon ist an der Turbinennabe mit dem inneren Umfangsabschnitt der Turbinenschale durch Nieten fixiert. Demgemäß bildet das Kopplungsbauteil 21 einen Massekörper des dynamischen Dämpfers 20 mit dem Turbinenläufer 5 und der Turbinennabe. Hier ist der „dynamische Dämpfer“ ein Mechanismus für das Dämpfen der Vibration durch Addition einer Vibration in einer entgegengesetzten Phase zu einem vibrierenden Körper bei einer Frequenz (Motorrotationsgeschwindigkeit), welche einer Resonanzfrequenz des vibrierenden Körpers entspricht, welcher durch ein Koppeln der Federn (elastischer Körper) und des Massekörpers an den vibrierenden Körper (das erste Zwischenbauteil 12 in der Ausführungsform) konfiguriert ist, so dass er nicht Teil des Drehmomentübertragungspfad ist (in diesem inkludiert ist). Das heißt, eine Vibration bei einer erwünschten Frequenz kann durch den dynamischen Dämpfer 20 gedämpft werden durch eine Einstellung der Steifigkeit der Vibrationsabsorptionsfedern SPd und dem Trägheitsmoment des Massekörpers.
In der Ausführungsform weist das Kopplungsbauteil 21 ein erstes ringförmiges Bauteil, welches mit dem Turbinenlaufrad 5 gekoppelt ist, und ein zweites ringförmiges Bauteil auf, welches mit dem ersten Kopplungsbauteil über mehrere Nieten verbunden ist. Die mehreren Vibrationsabsorptionsfedern SPd sind derart, dass sie in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung aufgereiht sind, durch die ersten und zweiten ringförmigen Bauteile gelagert, welche miteinander gekoppelt sind, welche in einem Bereich angeordnet sind, welcher meist ein Totraum ist, in der Nachbarschaft des äußeren peripheren Abschnitts des Turbinenlaufrads 5. Die ersten und zweiten ringförmigen Bauteile haben jeweils mehrere (beispielsweise drei Abschnitte in der Ausführungsform) Federanstoßabschnitte, welche derart ausgeformt sind, dass sie in Intervallen in der Umfangsrichtung aufgereiht sind. Ein jeder der Federanstoßabschnitte der ersten und zweiten ringförmigen Bauteile stößt an beiden Endabschnitten der Vibrationsabsorptionsfedern SPd an, welche benachbart zueinander zwischen diesen liegen.
Weiterhin stößt ein jeder äußerer Federanstoßabschnitt des zweiten Plattenbauteils, welches in dem ersten Zwischenbauteil 12 inkludiert ist, an Endabschnitten der entsprechenden Vibrationsabsorptionsfeder SPd in dem montierten Zustand des Dämpfermechanismus 10 an. Das heißt, beide Endabschnitte von jeder Vibrationsabsorptionsfeder SPd stoßen auf entsprechenden einzelnen Seiten der beiden äußeren Federanstoßabschnitte des zweiten Plattenbauteils an, welche ein Paar formen. Demgemäß ist die Vibrationsabsorptionsfeder SPd, das Kopplungsbauteil 21, der Turbinenläufer 5 und die Turbinennabe, nämlich der dynamische Dämpfer 20, an das erste Zwischenbauteil des Dämpfermechanismus 10 gekoppelt. Der dynamische Dämpfer 20 (Dämpfermechanismus 10) weist einen vierten Stopper 22 auf für das Regulieren der relativen Rotation zwischen dem Kopplungsbauteil 21 und dem ersten Zwischenbauteil 12. Wenn die relative Rotation zwischen dem Kupplungsbauteil 21 und dem ersten Zwischenbauteil 12 durch den vierten Stopper 22 reguliert ist, ist die Torsion der jeweiligen Vibrationsabsorptionsfedern SPd reguliert. Die mehreren Vibrationsabsorptionsfedern SPd können derart angeordnet sein, dass sie entlang der äußeren Federn SP1 des Dämpfermechanismus 10 in der Umfangsrichtung aufgereiht sind. Es ist auch bevorzugt, dass beispielsweise das Antriebsbauteil 11 dazu ausgelegt ist, mit den Vibrationsabsorptionsfedern SPd in Übereinstimmung mit der Zunahme des Eingabedrehmoments gekoppelt zu sein, bevor die relative Rotation zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 16 reguliert wird und, dass die Vibrationsabsorptionsfedern SPd als elastische Körper fungieren können, welche das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem ersten Zwischenbauteil 12 übertragen.
In der wie vorstehend beschriebenen Startervorrichtung 1 wird, wenn die Überbrückung durch die Überbrückungskupplung 8 aufgehoben wird, das Drehmoment (die Leistung), welche von dem Motor an die Frontabdeckung 13 übertragen wird, auf die Eingabewelle IS des Getriebes durch einen Pfad übertragen, welcher das Pumpenlaufrad 4, den Turbinenläufer 5, das Kopplungsbauteil 21, die mehreren Vibrationsabsorptionsfedern SPd, das erste Zwischenelement 12, die mehreren ersten inneren Federn SP21, das zweite Zwischenbauteil 15, die mehreren zweiten inneren Federn SP22, das angetriebene Bauteil 16 und die Dämpfernabe 7 aufweist. Wenn ein relativ großes Drehmoment von dem Motor auf die Frontabdeckung 3 in einem Zustand übertragen wird, in welchem die Überbrückung aufgehoben ist, werden die jeweiligen Vibrationsabsorptionsfedern SPd gestaucht. Wenn die jeweiligen Vibrationsabsorptionsfedern SPd zu einem gewissen Grad gestaucht sind, wird die relative Rotation zwischen dem Kopplungsbauteil 21 und dem ersten Zwischenbauteil 12, nämlich die Torsion der jeweiligen Vibrationsabsorptionsfedern SPd, durch die vierten Stopper 22 eingeschränkt. Demgemäß werden die jeweiligen Vibrationsabsorptionsfedern SPd nicht stärker zusammengestaucht und das Drehmoment von dem Turbinenlaufrad 5 wird auf das erste Zwischenbauteil 12, nicht nur durch die gestauchten jeweiligen Vibrationsabsorptionsfedern SPd, sondern auch durch den vierten Stopper 22 übertragen. Als Ergebnis ist die Übertragung von einem Drehmoment von dem Turbinenläufer 5 auf das erste Zwischenbauteil 12 in einem Zustand, in welchem die jeweiligen Vibrationsabsorptionsfedern SPd komplett gestaucht sind, unterdrückt, wenn die Überbrückung aufgehoben ist, wodurch die Haltbarkeit der jeweiligen Vibrationsabsorptionsfedern SPd weiter verbessert wird.
Auf der anderen Seite wird, wenn die Überbrückung durch die Überbrückungskupplung 8 der Startervorrichtung 1 durchgeführt wird, das Drehmoment von dem Motor auf die Eingabewelle IS des Getriebes durch einen Pfad übertragen, welcher aufweist: die Frontabdeckung 3, die Überbrückungskupplung 8, das Antriebsbauteil 11, die mehreren äußeren Federn SP1, das erste Zwischenbauteil 12, die mehreren ersten inneren Federn SP21, das zweite Zwischenbauteil 15, die mehreren zweiten inneren Federn SP22, das angetriebenen Bauteil 16 und die Dämpfernabe 7. Zu diesem Zeitpunkt wird eine Abweichung des in die Frontabdeckung 3 eingegebene Drehmoments hauptsächlich durch die äußeren Federn SP1 und die ersten und zweiten inneren Federn SP21 und SP22 des Dämpfermechanismus 10, welche in Serie wirken, gedämpft (absorbiert). Daher kann, wenn die Überbrückung durch die Überbrückungskupplung 8 durchgeführt wird, eine Abweichung des an die Frontabdeckung 3 eingegebenen Drehmoments zu einer guten Bedingung durch den Dämpfermechanismus 10 in der Startervorrichtung 1 gedämpft werden (absorbiert werden).
Weiterhin drücken, wenn das erste Zwischenbauteil 12 durch das Drehmoment von dem Motor mit der Motorrotation zu dem Zeitpunkt der Durchführung der Überbrückung rotiert wird, jeweilige äußere Federanstoßabschnitte des ersten Zwischenbauteils 12 (des zweiten Plattenbauteils) auf entsprechende einzelne Enden der Vibrationsabsorptionsfedern SPd, und die anderen Enden der Vibrationsabsorptionsfedern SPd drücken auf entsprechende Federanstoßabschnitte des Kopplungsbauteils 21. Als Ergebnis ist der dynamische Dämpfer 20, welcher den Turbinenläufer 5, das Kopplungsbauteil 21, die mehreren Vibrationsabsorptionsfedern SPd usw. aufweist, mit dem ersten Zwischenbauteil 12 des Dämpfermechanismus 10 gekoppelt. Demgemäß kann Vibration von dem Motor auch durch den dynamischen Dämpfer 20 gedämpft werden (absorbiert werden).
Im Folgenden wird ein Designverfahren der Startervorrichtung 1 beschrieben.
Die Erfinder haben die Startervorrichtung 1, welche den Dämpfermechanismus 10 aufweist, in welchem der dynamische Dämpfer 20 mit dem ersten Zwischenbauteil 12 derart gekoppelt ist, dass die Vibrationsdämpfungsleistung in einem Niedrigrotationsbereich verbessert wird, ernsthaft studiert und analysiert. Im Speziellen haben die vorliegenden Erfinder Simulationen eines torsionalen Vibrationssystems durchgeführt, während sie verändert haben: das maximale Drehmoment (das maximale E/G-Drehmoment) des Motors, Torusdurchmesser (Durchmesser des Pumpenlaufrads und des Turbinenläufers), Eigenschaften der Zwischenbauteile und des dynamischen Dämpfers, eine Motorrotationsgeschwindigkeit Netag, welche einer Vibrationsfrequenz entspricht, welche durch den dynamischen Dämpfer gedämpft werden soll, nämlich eine Frequenz in einem Antiresonanzpunkt in einem Antriebszug, welche erhalten wird, wenn der dynamische Dämpfer mit dem Dämpfermechanismus gekoppelt ist, welcher in dem Antriebszug von der Startervorrichtung zu einer Antriebswelle eines Fahrzeugs umfasst ist, und andere Parameter in der Startervorrichtung 1, welche in 1 gezeigt ist, und der Startervorrichtungen 1B bis 1F, welche die in 2 bis 6 gezeigten Konfigurationen haben, und haben dabei die Eigenschaften der Zwischenbauteile und des dynamischen Dämpfers berechnet, welche die Vibrationsdämpfungsleistung in dem Niedrigrotationsbereich verbessern können. In solchen Simulationen ist eine Überbrückungsrotationsgeschwindigkeit Nlug in den jeweiligen Startervorrichtungen auf 1000 rpm eingestellt worden.
Hier weist eine Startervorrichtung 1B, welche in 2 gezeigt ist, ein dynamischen Dämpfer 20B auf, welcher einen allein diesem zugehörigen Massekörper 23 hat, welcher nicht den Turbinenläufer 5 umfasst und an das erste Zwischenbauteil 12 des Dämpfermechanismus 10B gekoppelt ist. Der Turbinenläufer 5 ist an die Dämpfernabe (Ausgabebauteil) 7 gekoppelt mit dem angetriebenen Bauteil 16 des Dämpfermechanismus 10B in der Startervorrichtung 1B. Eine Startervorrichtung 1C, welche in 3 gezeigt ist, weist einen dynamischen Dämpfer 20C auf, welcher den diesem allein zugehörigen Massekörper 23 hat, welcher den Turbinenläufer 5 nicht aufweist und mit dem ersten Zwischenbauteil 12 des Dämpfermechanismus 10C gekoppelt ist. Der Turbinenläufer 5 ist mit dem Antriebsbauteil (Eingabeelement) des Dämpfermechanismus 10C der Startervorrichtung 1C gekoppelt.
Auf der anderen Seite weist eine jede der Startervorrichtungen 1D bis 1F, welche in den 4 bis 6 gezeigt sind, einen Dämpfermechanismus 10D, 10E oder 10F auf, welcher das Antriebsbauteil 11, ein Zwischenbauteil 14, das angetriebene Bauteil 16, die äußere Feder (erster elastischer Körper) SP1, welche ein Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Zwischenbauteil 14 überträgt, eine innere Feder SP2 (zweiter elastischer Körper), welche ein Drehmoment zwischen dem Zwischenbauteil 14 und dem angetriebenen Bauteil 16 überträgt, einen ersten Stopper 18a, welcher die relative Rotation zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Zwischenbauteil 14 reguliert, und einen zweiten Stopper 18b, welcher die relative Rotation zwischen dem Zwischenbauteil 14 und dem angetriebenen Bauteil 16 reguliert, und einen dynamischen Dämpfer 20D, 20E oder 20F hat, welcher mit dem Zwischenbauteil 14 gekoppelt ist. Der dynamische Dämpfer 20 der Startervorrichtung 1D, welcher in 4 gezeigt ist, verwendet den Turbinenläufer 5, die Turbinennabe, das Kopplungsbauteil 21 usw. als Massekörper. Der dynamische Dämpfer 20E der Startervorrichtung 1E, welche in 5 gezeigt ist, weist den diesem allein zugehörigen Massekörper 23 auf, welcher nicht den Turbinenläufer 5 aufweist, und der Turbinenläufer 5 ist an die Dämpfernabe (Ausgabebauteil) 7 gekoppelt mit dem angetriebenen Bauteil 16 des Dämpfermechanismus 10E in der Startervorrichtung 1E. Der dynamische Dämpfer 20F, der in 6 gezeigten Startervorrichtung 1F hat den diesem allein zugehörigen Massekörper 23, welcher den Turbinenläufer 5 nicht aufweist, und der Turbinenläufer 5 ist mit dem Antriebsbauteil (Eingabeelement) 11 des Dämpfermechanismus 10C in der Startervorrichtung 1F gekoppelt.
7 zeigt das Ergebnis von Simulationen, welche von den Erfindern gemacht worden sind. 7 zeigt das maximale Drehmoment des Motors, den Torusdurchmesser, Eigenschaften des Zwischenbauteils und des dynamischen Dämpfers in der Startervorrichtung, welche praktisch eine gute Vibrationsdämpfungsleistung in dem Niedrigrotationsbereich sicherstellen, in welchem die Rotationsgeschwindigkeit beispielsweise innerhalb eines Bereichs von 1000 rpm bis 1500 rpm liegt. In 7 ist „It“ definiert als das Trägheitsmoment aller Elemente (inklusive der Komponenten der Überbrückungskupplung 8), welche in dem Drehmomentübertragungspfad von der Frontabdeckung (Eingabebauteil) 3 zu der Dämpfernabe (Ausgabebauteil) 7 inkludiert sind, „Im“ ist definiert als das Trägheitsmoment des ersten Zwischenbauteils 12 oder des Zwischenbauteils 14 (einziger Körper), welches an die Vibrationsabsorptionsfeder des dynamischen Dämpfers gekoppelt ist, „Idd“ ist definiert als das Trägheitsmoment des Massekörpers des dynamischen Dämpfers 20 usw., und „Netag“ ist definiert als die Motorrotationsgeschwindigkeit (im Folgenden bezeichnet als eine „Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit“), welche einer Vibrationsfrequenz entspricht, welche durch den dynamischen Dämpfer gedämpft werden soll usw.
Das Trägheitsmoment „Im“ des ersten Zwischenbauteils 12 oder des Zwischenbauteils 14 entspricht dem gesamten Trägheitsmoment (außer von den durch die Plattenbauteile gelagerten Federn) der Plattenbauteile, Nieten usw., welche das erste Zwischenbauteil 12 und das Zwischenbauteil 14 ausbilden. In einem Fall, in welchem der Turbinenläufer 5 in dem Massekörper des dynamischen Dämpfers 20 usw. inkludiert ist, entspricht das Trägheitsmoment „Idd“ des Massekörpers dem gesamten Trägheitsmoment (außer den Vibrationsabsorptionsfedern) des Kopplungsbauteils 21, des Turbinenläufers 5 usw. Weiterhin wurde herausgefunden, dass, wenn die Torusdurchmesser zumindest 230 und 250 sind, sowohl die Startervorrichtung, welche den Dämpfermechanismus aufweist, welche die ersten und zweiten Zwischenbauteile 12, 15 hat, und die Startervorrichtung, welche den Dämpfermechanismus aufweist, welcher das Zwischenbauteil 14 hat, ausgebildet bzw. konfiguriert werden können. Wenn eine Frequenz einer durch den dynamischen Dämpfer zu dämpfenden Vibration „ftag“ ist, die Anzahl von Zylindern des Motors „n“ ist und eine Federkonstante (Kompositfederkonstante) der Vibrationsabsorptionsfeder SPd „kdd“ ist, kann die Frequenz der Vibration und die Rotationsgeschwindigkeit des Motors wiedergegeben werden als „ftag = ½ π × √(kdd/idd), Netag [rpm] = ftag × (120/n)“
Gemäß den in 7 gezeigten Simulationsergebnissen wurde herausgefunden, dass die Vibrationsabsorptionsleistung in dem Niedrigrotationsbereich in praktisch gutem Maße sichergestellt werden kann durch das Einstellen eines Verhältnisses A (= Im/It) des Trägheitsmoments „Im“ des ersten Zwischenbauteils 12 oder des Zwischenbauteils 14 mit Bezug auf das gesamte Trägheitsmoment „It“ zumindest auf Werte innerhalb eines Bereichs von 0,055 bis 0,090. Ebenso wurde gemäß den Simulationsergebnissen, welche in 7 gezeigt sind, herausgefunden, dass die Vibrationsabsorptionsleistung in dem Niedrigrotationsbereich in praktisch gutem Maße sichergestellt werden kann durch das Einstellen eines Verhältnisses B (= Idd/Im) des Trägheitsmoments des Massekörpers des dynamischen Dämpfers mit Bezug auf das Trägheitsmoment Im des ersten Zwischenbauteils 12 oder des Zwischenbauteils 14 zumindest auf Werte innerhalb des Bereichs von 1,5 bis 2,3. Weiterhin wurde gemäß den in 7 gezeigten Simulationsergebnissen herausgefunden, dass die Vibrationsabsorptionsleistung in dem Niedrigrotationsbereich in praktisch gutem Maße sichergestellt werden kann durch das Einstellen der Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag zumindest auf Werte innerhalb eines Bereichs von 900 bis 1.300 rpm. Die Erfinder haben weitere Analysen (Simulationen) durchgeführt für eine weitere Optimierung der Bereiche, in welchen die Verhältnisse A, B und die Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag des dynamischen Dämpfers eingestellt werden können, basierend auf den Simulationsergebnissen, welche in 7 gezeigt sind, empirischem Wissen und Ähnlichem.
8 zeigt Simulationsergebnisse der Beziehung zwischen der Motorrotationsgeschwindigkeit und dem Dämpfungsverhältnis (Drehmomentabweichungen in dem angetriebenen Bauteil), welche erhalten werden, wenn das Trägheitsmoment „Im“ des Zwischenbauteils, d. h., das Verhältnis A, in der Startervorrichtung verändert wird, welche derart ausgelegt ist, dass das Verhältnis B und die Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag des dynamischen Dämpfers in den in 7 gezeigten Bereichen liegen. Die Simulationen betreffend 8, waren auf eine Startervorrichtung zielgerichtet, welche die in 1 gezeigte Konfiguration hat, in welcher das maximale Drehmoment = 550 Nm, das Trägheitsmoment It = 0,2400, das Trägheitsmoment Idd = 0,0198 und Netag = 1.300. In 8 zeigt eine durchgezogene Linie die Beziehung zwischen der Motorrotationsgeschwindigkeit und dem erhaltenen Dämpfungsverhältnis an, welche erhalten wird, wenn das Verhältnis A = 0,04 (Im = 0,096) ist, und eine gepunktete Linie zeigt die Beziehung zwischen der Motorrotationsgeschwindigkeit und dem Dämpfungsverhältnis an, welches erhalten wird, wenn das Verhältnis A = 0,10 (Im = 0,0240) ist.
Wie in der Zeichnung gezeigt, wurden sowohl ein Resonanzpunkt des gesamten Dämpfermechanismus, welcher in einem Zustand erzeugt wird, in welchem das Drehmoment von dem Motor auf das Antriebsbauteil 11 durch die Durchführung der Überbrückung übertragen wird (der Resonanzpunkt auf der Niedrigstrotationsseite (Niedrigstfrequenzseite) in der Figur), als auch ein Resonanzpunkt, welcher durch das Koppeln des dynamischen Dämpfers an den Dämpfermechanismus (der zweite Resonanzpunkt von links in der Zeichnung) erzeugt wird, beide auf einer niedrigeren Rotationsseite erkannt als die Überbrückungsrotationsgeschwindigkeit Nlup in beiden Fällen, in denen das Verhältnis A = 0,04 und das Verhältnis A = 0,10 ist. In dem Fall, in welchem das Verhältnis A = 0,04 ist, wurde der Resonanzpunkt des Zwischenbauteils (erstes Zwischenbauteil 12) in einem Stadium erkannt, in welchem die Motorrotationsgeschwindigkeit zumindest 1.500 rpm überschreitet, und es wurde bestätigt, dass die Vibrationsdämpfungsleistung in dem Niedrigrotationsbereich, in welchem die Rotationsgeschwindigkeit in einem Bereich von 1.000 rpm bis 1.500 rpm liegt, praktisch in extrem gutem Maße sichergestellt werden kann. Auf der anderen Seite wurde, in dem Fall, in welchem das Verhältnis A = 0,10 ist, der Resonanzpunkt des Zwischenbauteils (erstes Zwischenbauteil 12) innerhalb eines Bereichs von 1.000 rpm bis 1.500 rpm erkannt. Es wurde jedoch bestätigt, dass der Resonanzgrad (Amplitude) des Zwischenbauteils (erstes Zwischenbauteil 12) praktisch erlaubt werden kann und auch reduziert werden kann durch die Einstellung der Eigenschaften (das Trägheitsmoment Idd) des dynamischen Dämpfers 20 usw. Gemäß diesen Analyseergebnissen kann verstanden werden, dass Werte in einem Bereich von 0,04 ≤ A ≤ 0,10 als das Verhältnis A verwendet werden können, und dass das Trägheitsmoment „Im“ des Zwischenbauteils vorzugsweise so klein wie möglich ist, während andere Parameter in diesem Bereich in Betracht gezogen werden. Weiterhin wurde gemäß den von den Erfindern durchgeführten Analysen herausgefunden, dass praktisch gute Ergebnisse erreicht werden können durch das Einstellen des Verhältnisses B und der Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag, so dass diese in den Bereichen, welche in 7 gezeigt sind, liegen, und das Einstellen des Trägheitsmoments „Im“ des Zwischenbauteils, so dass 0,04 ≤ A ≤ 0,10 erfüllt ist, auch in der Startervorrichtung, in welcher das maximale Drehmoment 175 Nm oder 325 Nm ist (welche die Konfiguration hat, welche in 1 gezeigt ist), und in den Startervorrichtungen, die die in den 2 bis 6 gezeigten Konfigurationen haben.
9 zeigt Simulationsergebnisse der Beziehung zwischen der Motorrotationsgeschwindigkeit und dem Dämpfungsverhältnis, welches erhalten wird, wenn das Trägheitsmoment „Idd“ des Massekörpers des dynamischen Dämpfers, d. h. das Verhältnis B, in der Startervorrichtung verändert wird, welche derart konfiguriert ist, dass das Verhältnis A und die Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag des dynamischen Dämpfers in den in 7 gezeigten Bereichen liegen. Die 9 betreffenden Simulationen waren auf eine Startervorrichtung zielgerichtet, welche die in 1 gezeigte Konfiguration hat, in welcher das maximale Drehmoment = 550 Nm, das Trägheitsmoment It = 0,2400, das Trägheitsmoment Im = 0,0132 und Netag = 1.300. In 9 zeigt eine durchgezogene Linie das Verhältnis zwischen der Motorrotationsgeschwindigkeit und dem Dämpfungsverhältnis, welches erhalten wird, wenn das Verhältnis B = 0,90 (Idd = 0,00119), und eine gepunktete Linie zeigt das Verhältnis zwischen der Motorrotationsgeschwindigkeit und dem Dämpfungsverhältnis, welches erhalten wird, wenn das Verhältnis B = 2,60 ist (Idd = 0,00343).
Wie in der Zeichnung gezeigt, wurde der Resonanzpunkt des Zwischenbauteils (erstes Zwischenbauteil 12) in einem Stadium erkannt, in welchem die Motorrotationsgeschwindigkeit zumindest 1.500 rpm überschreitet, in beiden Fällen, in welchen das Verhältnis B = 2,60 ist und B = 0,90 ist. In dem Fall, in welchem das Verhältnis B = 2,60 ist, wurden der Resonanzpunkt des gesamten Dämpfermechanismus, welcher in einem Zustand erzeugt wird, in welchem das Drehmoment von dem Motor auf das Antriebsbauteil 11 durch die Durchführung der Überbrückung (der Resonanzpunkt auf der Niedrigstrotationsseite (niedrigster Frequenzseite) in der Zeichnung) übertragen wird, und der Resonanzpunkt, welcher erzeugt wird durch ein Koppeln des dynamischen Dämpfers an den Dämpfermechanismus (der zweite Resonanzpunkt von links in der Zeichnung) beide auf einer niedrigeren Rotationsseite erkannt als die Überbrückungsrotationsgeschwindigkeit Nlup, und wurde bestätigt, dass die Vibrationsdämpfungsleistung in dem Niedrigrotationsbereich, wo die Motorrotationsgeschwindigkeit in einem Bereich von 1.000 rpm bis 1.500 rpm liegt, in praktisch extrem gutem Maße sichergestellt werden kann. Auf der anderen Seite war, in einem Fall, in welchem das Verhältnis B = 0,90 ist, das Dämpfungsverhältnis in der Nachbarschaft der Überbrückungsrotationsgeschwindigkeit Nlup leicht erhöht, es wurde jedoch bestätigt, dass dies praktisch erlaubt werden kann, ebenso wie das Dämpfungsverhältnis reduziert werden kann durch eine Einstellung des Trägheitsmoments des Zwischenbauteils (erstes Zwischenbauteil 12) und der Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag. Gemäß den Analyseergebnissen ist es zu verstehen, dass Werte in einem Bereich von 0,90 ≤ B ≤ 2,60 als das Verhältnis B verwendet werden können, und dass das Trägheitsmoment „Idd“ des Massekörpers des dynamischen Dämpfers vorzugsweise so groß wie möglich ist unter Inbetrachtziehung anderer Parameter in diesem Bereich. Ebenso wurde gemäß den Analysen der vorliegenden Erfinder herausgefunden, dass praktisch gute Ergebnisse erhalten werden können durch eine Einstellung des Verhältnisses A und der Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag, so dass diese in den in 7 gezeigten Bereichen liegen, wie auch durch das Einstellen des Trägheitsmoments „Idd“ des Massekörpers des dynamischen Dämpfers, so dass 0,90 ≤ B ≤ 2,60 erfüllt ist, auch in der Startervorrichtung, in welcher das maximale Drehmoment 175 Nm oder 325 Nm ist (welche die in 1 gezeigte Konfiguration hat) und den Startervorrichtungen, welche die in 2 bis 6 gezeigten Konfigurationen haben.
10 zeigt Simulationsergebnisse der Beziehung zwischen der Motorrotationsgeschwindigkeit und dem Dämpfungsverhältnis, welche erhalten werden, wenn die Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit des dynamischen Dämpfers verändert wird in der Startervorrichtung, welche derart ausgelegt ist, dass die Verhältnisse A und B in den in 7 gezeigten Bereichen liegen. Die Simulationen betreffend 10 waren zielgerichtet auf eine Startervorrichtung, welche die in 1 gezeigte Konfiguration hat, in welcher das maximale Drehmoment = 550 Nm, das Trägheitsmoment It = 0,2400, das Trägheitsmoment Im = 0,0132 und das Trägheitsmoment Idd = 0,0198. In 10 zeigt eine durchgezogene Linie die Beziehung zwischen der Motorrotationsgeschwindigkeit und dem Dämpfungsverhältnis an, welche erhalten wird, wenn Netag = 900 rpm ist, und eine gepunktete Linie zeigt die Beziehung zwischen der Motorrotationsgeschwindigkeit und dem Dämpfungsverhältnis an, welches erhalten wird, wenn Netag = 1.400 rpm ist.
Wie in der Zeichnung gezeigt, wurde der Resonanzpunkt des Zwischenbauteils (erstes Zwischenbauteil 12) in einem Stadium erkannt, in welchem die Motorrotationsgeschwindigkeit zumindest 1.500 rpm überschreitet in beiden Fällen, in welchen die Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag = 900 rpm und die Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag = 1.400 rpm ist. In dem Fall, in welchem die Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag = 900 rpm ist, wurden der Resonanzpunkt des gesamten Dämpfermechanismus, welcher in einem Zustand erzeugt wird, in welchem das Drehmoment von dem Motor auf das Antriebsbauteil 11 durch die Durchführung der Überbrückung (der Resonanzpunkt in der Niedrigstrotationsseite (niedrigste Frequenzseite) in der Zeichnung) übertragen wird, und der Resonanzpunkt, welcher durch ein Koppeln des dynamischen Dämpfers an den Dämpfermechanismus (der zweite Resonanzpunkt von links in der Figur) erzeugt wird, beide auf der niedrigeren Rotationsseite erkannt als die Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag und die Überbrückungsrotationsgeschwindigkeit Nlup, und es wurde bestätigt, dass die Vibrationsdämpfungsleistung in dem Niedrigrotationsbereich, in welchem die Motorrotationsgeschwindigkeit in einem Bereich von 1.000 rpm bis 1.500 rpm liegt, praktisch in extrem gutem Maße sichergestellt werden kann. Auf der anderen Seite, in dem Fall, in welchem die Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag 1.400 rpm ist, wurde der Resonanzpunkt, welcher durch das Koppeln des dynamischen Dämpfers an den Dämpfermechanismus erzeugt wird, innerhalb des Bereichs von 1.000 rpm bis 1.500 rpm erkannt, jedoch wurde bestätigt, das dieser Resonanzgrad (Amplitude) reduziert werden kann durch eine Einstellung des Trägheitsmoments „Im“ des Zwischenbauteils und des Trägheitsmoments „Idd“ des Massekörpers des dynamischen Dämpfers. Es ist auch bevorzugt, dass die Überbrückungsrotationsgeschwindigkeit Nlup auf beispielsweise ca. 1.200 rpm in diesem Fall erhöht wird. Gemäß den Analyseergebnissen ist es zu verstehen, dass Werte in einem Bereich von 900 rpm ≤ Netag ≤ 1.400 rpm als Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag verwendet werden können, und dass die Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag bevorzugt so klein wie möglich ist, unter Inbetrachtziehung anderer Parameter in diesem Bereich. Ebenso wurde gemäß den Analysen der Erfinder herausgefunden, dass praktisch gute Ergebnisse erhalten werden können durch ein Einstellen der Verhältnisse A und B, so dass diese in den in 7 gezeigten Bereichen liegen und auch durch ein Einstellen der Vibrationsdämpfungsrotationsgeschwindigkeit Netag innerhalb eines Bereichs von 900 rpm ≤ Netag ≤ 1.400 rpm auch in der Startervorrichtung, in welcher das maximale Drehmoment 175 Nm oder 325 Nm ist (welche die in 1 gezeigte Konfiguration hat) und der Startervorrichtungen, welche die in den 2 bis 6 gezeigten Konfigurationen haben.
Wie aus den vorstehenden Ausführungen ersichtlich, kann die Vibrationsdämpfungsleistung im Niedrigrotationsbereich in den Startervorrichtungen 1 bis 1F weiter dadurch verbessert werden, dass die Startervorrichtungen 1 bis 1F, welche die in den 1 bis 6 gezeigten Konfigurationen haben, durch eine Reduktion des Trägheitsmoments „Im“ des ersten Zwischenbauteils 12 oder des Zwischenbauteils 14 und durch eine Erhöhung des Trägheitsmoments „Idd“ des Massekörpers des dynamischen Dämpfers 20 und Ähnlichem konfiguriert werden, so dass sie 0,04 ≤ A = Im/It ≤ 0,10; 0,90 ≤ B = Idd/Im ≤ 2,60 und 900 rpm ≤ Netag ≤ 1.400 rpm erfüllen. Das heißt, in den Startervorrichtungen 1 bis 1F ist ein Koppeln zwischen dem Motor und dem Antriebsbauteil 11 bei einer niedrigen Rotationsgeschwindigkeit wie beispielsweise 1.000 rpm erlaubt und auch die Vibration von dem Motor kann in sehr gutem Maße durch den Dämpfermechanismus 10 usw. und den dynamischen Dämpfer 20 usw. direkt, nachdem der Motor mit dem Antriebsbauteil 11 gekoppelt worden ist, nämlich nach der Überbrückung, gedämpft werden in den Startervorrichtungen 1 bis 1F.
Wie vorstehend beschrieben, hat die Startervorrichtung gemäß der Erfindung ein Eingabebauteil (3), auf welches Leistung von dem internen Verbrennungsmotor übertragen wird, ein Ausgabebauteil (7), welches mit der Eingabewelle (IS) des Getriebes gekoppelt ist, den Dämpfermechanismus (10, 10B, 10C, 10D, 10E, 10F), welcher das Eingabeelement (11), welches mit dem Eingabebauteil (3) gekoppelt ist, das Zwischenbauteil (12, 14, 15), das Ausgabeelement (16), welches an das Ausgabebauteil (7) gekoppelt ist, den ersten elastischen Körper (SP1), welcher das Drehmoment zwischen dem Eingabeelement (11) und dem Zwischenelement (12, 14, 15) überträgt, und den zweiten elastischen Körper (SP22, SP2) aufweist, welcher das Drehmoment zwischen den Zwischenelementen (12, 14, 15) und dem Ausgabeelement (16) überträgt, und den dynamischen Dämpfer (20, 20B, 20C, 20D, 20E, 20F), welcher den Massekörper (23) und den elastischen Körper zur Vibrationsabsorption (SPd) aufweist, welcher zwischen dem Massekörper (23) und dem Zwischenelement (12, 14) des Dämpfermechanismus (10, 10B, 10C, 10D, 10E, 10F) angeordnet ist, in welcher, wenn „It“ definiert ist als das Trägheitsmoment aller Elemente, welche in einem Drehmomentübertragungspfad von dem Eingabebauteil (11) zu dem Ausgabebauteil (16) inkludiert sind, „Im“ definiert ist als das Trägheitsmoment des Zwischenbauteils (12, 14, 16), welches mit dem elastischen Körper zur Vibrationsabsorption (SPd) gekoppelt ist, „Idd“ definiert ist als das Trägheitsmoment des Massekörpers (23) des dynamischen Dämpfers (20, 20B, 20C, 20D, 20E, 20F), „A = Im/It“, „B =Idd/Im“ und „Netag“ definiert ist als die Rotationsgeschwindigkeit des internen Verbrennungsmotors, welche einer Frequenz entspricht, welche durch den dynamischen Dämpfer (20, 20B, 20C, 20D, 20E, 20F) gedämpft werden soll, die Startervorrichtung so konfiguriert ist, dass sie erfüllt. $0,04 \leq A \leq 0,10,$
$0,90 \leq B \leq 2,60$
und $900 rpm \leq Netag \leq 1.400 rpm .$
Wenn die Startervorrichtung wie vorstehend beschrieben konfiguriert ist, kann der Resonanzpunkt des Zwischenbauteils, welcher in einem Zustand erzeugt wird, in welchem das Drehmoment von dem internen Verbrennungsmotor auf das Eingabeelement durch das Eingabebauteil übertragen wird, auf die höhere Rotationsseite (höhere Frequenzseite) verschoben werden und der Bereich der Rotationsgeschwindigkeit, in welchem eine Vibration in gutem Maße durch den dynamischen Dämpfer gedämpft werden kann, kann weiter ausgedehnt werden. Demgemäß ist das Koppeln zwischen dem internen Verbrennungsmotor und dem Eingabeelement bei einer niedrigen Rotationsgeschwindigkeit erlaubt und auch die Vibration von dem internen Verbrennungsmotor kann durch den Dämpfermechanismus in extrem gutem Maße gedämpft werden, direkt, nachdem der interne Verbrennungsmotor mit dem Eingabeelement gekoppelt ist. Als Ergebnis ist möglich, die Vibrationsdämpfungsleistung in dem Niedrigrotationsbereich in der Startervorrichtung weiter zu verbessern, welche den Dämpfermechanismus hat, mit welchem der dynamische Dämpfer gekoppelt ist.
Die Startervorrichtung (1, 1D) kann weiterhin das Pumpenlaufrad (4) und den Turbinenläufer (5) aufweisen, wobei der Massekörper (23) des dynamischen Dämpfers (20, 20D) den Turbinenläufer (5) aufweisen bzw. inkludieren kann.
Die Startervorrichtung (1D, 1E) kann weiterhin das Pumpenlaufrad (4) und den Turbinenläufer (5) aufweisen, wobei der Turbinenläufer (5) mit dem Ausgabebauteil (7) gekoppelt sein kann.
Die Startervorrichtung (1C, 1F) kann weiterhin das Pumpenlaufrad (4) und den Turbinenläufer (5) aufweisen, wobei der Turbinenläufer (5) mit dem Eingabeelement (11) des Dämpfermechanismus (10C, 10F) gekoppelt sein kann.
Die Startervorrichtung (1) kann weiterhin das Pumpenlaufrad (4) und den Turbinenläufer (5) aufweisen, wobei das Zwischenelement das erste Zwischenelement (12), welches mit dem elastischen Körper zur Vibrationsabsorption (SPd) gekoppelt ist, und das zweite Zwischenelement (15) aufweisen kann, welches mit dem ersten Zwischenelement (12) über den dritten elastischen Körper (SP21) gekoppelt ist, und der Massekörper (23) des dynamischen Dämpfers (20) kann den Turbinenläufer aufweisen.
Die Startervorrichtung (1B) kann weiterhin das Pumpenlaufrad (4) und den Turbinenläufer (5) aufweisen, wobei das Zwischenelement das erste Zwischenelement (12), welches mit dem elastischen Körper zur Vibrationsabsorption (SPd) gekoppelt ist, und das zweite Zwischenelement (15) aufweisen kann, welches mit dem ersten Zwischenelement (12) durch den dritten elastischen Körper (SP21) gekoppelt ist, und der Turbinenläufer (20B) kann mit dem Ausgabeelement (7) gekoppelt sein.
Die Startervorrichtung (1B) kann weiterhin das Pumpenlaufrad (4) und den Turbinenläufer (5) aufweisen, wobei das Zwischenelement das erste Zwischenelement (12), welches mit dem elastischen Körper zur Vibrationsabsorption (SPd) gekoppelt ist, und das zweite Zwischenelement (15) aufweisen kann, welches mit dem ersten Zwischenelement (12) über den dritten elastischen Körper (SP21) gekoppelt ist, und der Turbinenläufer (5) kann mit dem Eingabeelement (11) des Dämpfermechanismus (10b) gekoppelt sein.
Die Startervorrichtung (1, 1B, 1C, 1D, 1E, 1F) kann weiterhin die Überbrückungskupplung (8) aufweisen, welche das Eingabebauteil (3) an das Eingabeelement (11) des Dämpfermechanismus (10, 10B, 10C, 10D, 10E, 10F) koppelt und die Kopplung zwischen diesen beiden aufhebt.
Die vorliegende Erfindung kann auf dem Gebiet der Herstellung von Startervorrichtungen usw verwendet werden.

Claims

Startervorrichtung (1) mit: einem Eingabebauteil (3), auf welches Leistung von einem internen Verbrennungsmotor übertragen wird; einem Pumpenlaufrad (4), welches an dem Eingabebauteil (3) fixiert ist; einem Ausgabebauteil (7), welches an eine Eingabewelle (IS) eines Getriebes gekoppelt ist; einem Dämpfermechanismus (10), welcher ein Eingabeelement (11), welches an das Eingabebauteil (3) gekoppelt ist, ein Zwischenelement (12), ein Ausgabeelement (16), welches an das Ausgabebauteil (7) gekoppelt ist, einen ersten elastischen Körper (SP1), welcher ein Drehmoment zwischen dem Eingabeelement (11) und dem Zwischenelement (12) überträgt, und einen zweiten elastischen Körper (SP2) aufweist, welcher das Drehmoment zwischen dem Zwischenelement (12) und dem Ausgabeelement (16) überträgt; und einem dynamischen Dämpfer (20), welcher einen Massekörper (21) und einen zwischen dem Massekörper (21) und dem Zwischenelement (12) des Dämpfermechanismus (10) angeordneten elastischen Körper zur Vibrationsabsorption (SPd) aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass, wenn „It“ als das Trägheitsmoment aller Elemente, welche in einem Drehmomentübertragungspfad von dem Eingabebauteil (3) zu dem Ausgabebauteil (7) inkludiert sind, definiert ist, „Im“ als das Trägheitsmoment eines Zwischenbauteils (15), welches an den elastischen Körper zur Vibrationsabsorption (SPd) gekoppelt ist, definiert ist, „Idd“ als das Trägheitsmoment des Massekörpers (21) des dynamischen Dämpfers (20) definiert ist, $A = lm/lt$
ist, $B = ldd/lm$
ist und „Netag“ als eine Rotationsgeschwindigkeit des internen Verbrennungsmotors definiert ist, welche einer Vibrationsfrequenz entspricht, welche durch den dynamischen Dämpfer (20) gedämpft werden soll, die Startervorrichtung (1) derart ausgelegt ist, dass sie erfüllt: $0,04 \leq A \leq 0,10,$
$0,90 \leq B \leq 2,60$
und $900 rpm \leq Netag \leq 1.400 rpm .$
Startervorrichtung (1) gemäß Anspruch 1, weiterhin gekennzeichnet durch: einen Turbinenläufer (5), wobei der Massekörper (21) des dynamischen Dämpfers (20) den Turbinenläufer (5) aufweist.
Startervorrichtung (1) gemäß Anspruch 1, weiterhin gekennzeichnet durch: einen Turbinenläufer (5), wobei der Turbinenläufer (5) mit dem Ausgabeelement (7) gekoppelt ist.
Startervorrichtung (1) gemäß Anspruch 1, weiterhin gekennzeichnet durch: einen Turbinenläufer (5), wobei der Turbinenläufer (5) an das Eingabeelement (11) des Dämpfermechanismus (10) gekoppelt ist.
Startervorrichtung (1) gemäß Anspruch 1, weiterhin gekennzeichnet durch: einen Turbinenläufer (5), wobei das Zwischenelement ein erstes Zwischenelement (12), welches mit dem elastischen Körper zur Vibrationsabsorption (SPd) gekoppelt ist, und ein zweites Zwischenelement (15) aufweist, welches mit dem ersten Zwischenelement (12) durch einen dritten elastischen Körper (SP21) gekoppelt ist, und der Massekörper (21) des dynamischen Dämpfers (20) den Turbinenläufer (5) aufweist.
Startervorrichtung (1) gemäß Anspruch 1, weiterhin gekennzeichnet durch: einen Turbinenläufer (5), wobei das Zwischenelement ein erstes Zwischenelement (12), welches mit dem elastischen Körper zur Vibrationsabsorption (SPd) gekoppelt ist, und ein zweites Zwischenelement (15) aufweist, welches mit dem ersten Zwischenelement (12) über einen dritten elastischen Körper (SP21) gekoppelt ist, und der Turbinenläufer (5) mit dem Ausgabebauteil (7) gekoppelt ist.
Startervorrichtung (1) gemäß Anspruch 1, weiterhin gekennzeichnet durch: einen Turbinenläufer (5), wobei das Zwischenelement ein erstes Zwischenelement (12), welches mit dem elastischen Körper zur Vibrationsabsorption (SPd) gekoppelt ist, und ein zweites Zwischenelement (15) aufweist, welches mit dem ersten Zwischenelement (12) über einen dritten elastischen Körper (SP21) gekoppelt ist, und der Turbinenläufer (5) mit dem Eingabeelement (11) des Dämpfermechanismus (10) gekoppelt ist.
Startervorrichtung (1) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 7, gekennzeichnet durch weiterhin: eine Überbrückungskupplung (8), welche das Eingabebauteil (3) mit dem Eingabeelement (11) des Dämpfermechanismus (10) koppelt und die Kopplung zwischen diesen beiden aufhebt.