DE112016002912T5

DE112016002912T5 - Dämpfervorrichtung

Info

Publication number: DE112016002912T5
Application number: DE112016002912.8T
Authority: DE
Inventors: Takuya Yoshikawa; Aki Ogawa; Akiyoshi Kato; Ryosuke Otsuka; Yoshihiro Inoue; Yoshihiro Takikawa; Hiroki Nagai; Masaki Wajima; Takao Sakamoto; Kazuhiro Itou
Original assignee: Aisin AW Co Ltd; Aisin AW Industries Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd; Aisin AW Industries Co Ltd
Priority date: 2015-06-26
Filing date: 2016-06-27
Publication date: 2018-03-08
Also published as: WO2016208767A1; CN107709827B; CN110410453A; US20180245663A1; US10677313B2; JPWO2016208767A1; US20190301563A1; CN110410453B; JP2019052768A; JP6462874B2; JP6609029B2; CN107709827A

Abstract

Ein Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 einer Dämpfervorrichtung 10 ist dazu ausgebildet, ein Planetengetriebe 21 aufzuweisen, das ein angetriebenes Bauteil 15 mit Außenzähnen 15t, ein erstes und zweites Eingangsscheibenbauteil 111, 112 als einen Träger, der eine Mehrzahl von Ritzeln 23 drehbar abstützt, und ein Hohlrad 25, das mit der Mehrzahl von Ritzeln 23 verzahnt ist und als der Massekörper arbeitet, aufweist. Die Außenzähne des angetriebenen Bauteils 15 sind so angeordnet, dass sie außerhalb erster und zweiter Federn SP1 und SP2 in einer radialen Richtung der Dämpfervorrichtung 10 angeordnet sind. Das angetriebene Bauteil 15, die Mehrzahl von Ritzeln 23 und das Hohlrad 25 sind so angeordnet, dass sie in der radialen Richtung betrachtet zumindest teilweise mit den ersten und zweiten Federn SP1 und SP2 überlappen. Eine Bewegung des Hohlrads 25 in der axialen Richtung wird durch die Mehrzahl von Ritzeln 23 eingeschränkt.

Description

Technisches Gebiet
Die vorliegende Offenbarung betrifft eine Dämpfervorrichtung mit einer Mehrzahl von Drehelementen, die ein Eingangselement und ein Ausgangselement aufweist, einem elastischen Körper, der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement zu übertragen, und einem Rotationsträgheitsmassedämpfer mit einem Massekörper, der sich entsprechend relativer Drehung zwischen einer Mehrzahl von Drehelementen dreht.
Hintergrund
Ein herkömmlich bekannter Drehmomentwandler weist eine Überbrückungskupplung, einen Torsionsschwingungsdämpfer und einen Rotationsträgheitsmassedämpfer (Leistungsübertragungsmechanismus) mit einem Planetengetriebe auf (wie beispielsweise in Patentliteratur 1 gezeigt ist). Der Torsionsschwingungsdämpfer des Drehmomentwandlers weist zwei Deckscheiben (Eingangselement), die jeweils mittels einer Mehrzahl von Lagerzapfen mit einem Überbrückungskolben gekoppelt sind, ein Sonnenrad, das zwischen den zwei Deckscheiben in einer axialen Richtung davon derart angeordnet ist, dass es als ein abtriebsseitiges Getriebeelement (Ausgangselement) dient, und Federn (elastische Körper), die ein Drehmoment zwischen den Deckscheiben und dem Sonnenrad übertragen, auf. Zusätzlich zu dem Sonnenrad weist der Rotationsträgheitsmassedämpfer ferner eine Mehrzahl von Ritzeln (Planetenrädern), die durch die Deckscheiben als Träger über die Lagerzapfen derart drehbar abgestützt werden, dass sie mit dem Sonnenrad verzahnt sind, und ein Hohlrad, das mit der Mehrzahl von Ritzeln verzahnt ist, auf. In dem obigen herkömmlichen Drehmomentwandler werden, wenn die Überbrückungskupplung in Eingriff ist und die Deckscheiben des Torsionsschwingungsdämpfers relativ zu dem Sonnenrad gedreht (verdreht) werden, die Federn ausgelenkt, und das Hohlrad als der Massekörper wird entsprechend relativer Drehung der Deckscheiben und des Sonnenrads gedreht. Diese Ausgestaltung bewirkt, dass ein Trägheitsdrehmoment entsprechend einer Differenz an Winkelbeschleunigung zwischen den Deckscheiben und dem Sonnenrad über Ritzel von dem Hohlrad als dem Massekörper auf das Sonnenrad als das Ausgangselement des Torsionsschwingungsdämpfers ausgeübt wird, und verbessert die Schwingungsdämpfungsleistung des Torsionsschwingungsdämpfers.
Zitierungsliste
Patentliteratur

PTL1: japanisches Patent Nr. 3299510

Zusammenfassung
In dem herkömmlichen Torsionsschwingungsdämpfer werden die Federn, die das Drehmoment übertragen, durch eine Zentrifugalkraft gegen die Deckscheiben gedrückt, so dass eine Reibungskraft zwischen den Federn und den Deckscheiben auftritt. Daher tritt eine Differenz oder eine Hysterese zwischen einem Drehmoment, das auf das Sonnenrad (Ausgangselement) von den Federn übertragen wird, wenn ein Eingangsdrehmoment auf die Deckscheiben (Eingangselement) zunimmt, und einem Drehmoment, das auf das Sonnenrad von den Federn übertragen wird, wenn das Eingangsdrehmoment auf die Deckscheiben abnimmt, auf. Die Hysterese des Torsionsschwingungsdämpfers bewirkt eine Phasenverschiebung einer Schwingung, die auf das Sonnenrad von den Federn übertragen wird. Ferner wird in dem Rotationsträgheitsmassedämpfer des obigen Drehmomentwandlers das Hohlrad des Massekörpers durch die zwei Deckscheiben oder den Träger von beiden Seiten davon abgestützt, so dass eine Differenz in einer Drehzahl (Relativgeschwindigkeit) zwischen dem Hohlrad und den Deckscheiben auftritt. Die Differenz in der Drehzahl zwischen dem Massekörper und einem Stützbauteil des Massekörpers bewirkt, dass die Differenz oder eine Hysterese zwischen einem Drehmoment, das auf das Sonnenrad (Ausgangselement) von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer übertragen wird, wenn eine relative Verschiebung zwischen den Deckscheiben (Eingangselement) und dem Sonnenrad (Ausgangselement) zunimmt, und einem Drehmoment, das auf das Sonnenrad von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer übertragen wird, wenn die relative Verschiebung zwischen den Deckscheiben und dem Sonnenrad abnimmt, auftritt. Die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers bewirkt auch die Phasenverschiebung einer Schwingung, die auf das Sonnenrad von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer übertragen wird. Dementsprechend ist es notwendig, die Hysterese sowohl des Torsionsschwingungsdämpfers als auch des Rotationsträgheitsmassedämpfers zu berücksichtigen, so dass die Schwingungsdämpfungsleistung in dem obigen herkömmlichen Drehmomentwandler verbessert wird. Jedoch berücksichtigt die Patentliteratur 1 nicht nur die Hysterese des Torsionsschwingungsdämpfers, sondern auch die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers nicht. Daher ist es nicht leicht, die Schwingungsdämpfungsleistung in dem Drehmomentwandler der Patentliteratur 1 zu verbessern.
Ein Gegenstand der Offenbarung ist, eine Vibrationsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung mit einem Rotationsträgheitsmassedämpfer zu verbessern.
Die Offenbarung ist auf eine Dämpfervorrichtung gerichtet. Die Dämpfervorrichtung ist dazu ausgebildet, eine Mehrzahl von Drehelementen mit einem Eingangselement, auf das ein Drehmoment von einem Motor übertragen wird, und einem Ausgangselement, einen elastischen Körper, der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement zu übertragen, und einen Rotationsträgheitsmassedämpfer mit einem Massekörper, der sich entsprechend relativer Drehung zwischen einem ersten Drehelement, das eines der Mehrzahl von Drehelementen ist, und einem zweiten, von dem ersten Drehelementen verschiedenen Drehelement dreht, aufzuweisen. Der Rotationsträgheitsmassedämpfer ist dazu ausgebildet, ein Planetengetriebe aufzuweisen, das ein Sonnenrad, das so angeordnet ist, dass es sich integral mit dem ersten Element dreht, einen Träger, der eine Mehrzahl von Ritzeln drehbar abstützt und so angeordnet ist, dass er sich integral mit dem zweiten Element dreht, und ein Hohlrad, das mit der Mehrzahl von Ritzeln verzahnt ist und als der Massekörper arbeitet, aufweist. Außenzähne des Sonnenrads sind so angeordnet, dass sie außerhalb des elastischen Körpers in einer radialen Richtung der Dämpfervorrichtung angeordnet sind. Das Sonnenrad, die Mehrzahl von Ritzeln und das Hohlrad sind so angeordnet, dass sie in der radialen Richtung betrachtet zumindest teilweise mit dem elastischen Körper in einer axialen Richtung der Dämpfervorrichtung überlappen. Eine Bewegung des Hohlrads in der axialen Richtung wird durch die Mehrzahl von Ritzeln eingeschränkt/begrenzt.
Die Dämpfervorrichtung dieses Aspekts ermöglicht, dass ein Antiresonanzpunkt, wo eine Schwingungsamplitude des Ausgangselements theoretisch gleich null wird, darin festgelegt wird. Ferner sind die Außenzähne des Sonnenrads des Rotationsträgheitsmassedämpfers so angeordnet, dass sie außerhalb des elastischen Körpers in der radialen Richtung der Dämpfervorrichtung gelegen sind, welcher elastische Körper ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement überträgt. Dementsprechend wird eine Zentrifugalkraft, die auf den elastischen Körper ausgeübt wird, reduziert, so dass dadurch eine Hysterese des elastischen Körpers verringert wird. Außerdem wird in der Dämpfervorrichtung die Bewegung des Hohlrads oder des Massekörpers des Rotationsträgheitsmassedämpfers in der axialen Richtung durch die Mehrzahl von Ritzeln eingeschränkt. Diese Ausgestaltung ermöglicht, dass eine Relativgeschwindigkeit zwischen dem Hohlrad und den Ritzeln, die miteinander verzahnt sind, kleiner ist als eine Relativgeschwindigkeit zwischen dem Hohlrad und dem Träger. Dementsprechend wird eine Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers beispielsweise im Vergleich zu einem Einschränken der Bewegung des Hohlrads in der axialen Richtung durch ein Bauteil, das als der Träger des Planetengetriebes arbeitet, zufriedenstellend verringert. Infolgedessen verringert die Dämpfervorrichtung sowohl die Hysterese des elastischen Körpers als auch die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers zufriedenstellend, so dass dadurch die Schwingungsamplitude des Ausgangselements um den Antiresonanzpunkt herum verringert wird. Daher wird die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung durch Gleichmachen (Näherbringen) einer Frequenz des Antiresonanzpunkts zu einer Frequenz einer Schwingung (Resonanz), die durch die Dämpfervorrichtung zu dämpfen ist, effektiv verbessert.
Kurze Beschreibung von Zeichnungen
1 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer Dämpfervorrichtung gemäß der Offenbarung darstellt;
2 ist eine Schnittansicht, die die Startvorrichtung von 1 darstellt;
3 ist eine Vorderansicht, die die Dämpfervorrichtung gemäß der Offenbarung darstellt;
4 ist eine vergrößerte Schnittansicht, die einen Rotationsträgheitsmassedämpfer der Dämpfervorrichtung gemäß der Offenbarung darstellt;
5 ist ein Schaubild, das eine Beziehung einer Drehzahl eines Motors zu einer Drehmomentschwankung T_Fluc an einem Ausgangselement in der Dämpfervorrichtung von 1 und anderen Zeichnungen darstellt;
6 ist ein schematisches Schaubild, das eine Relativgeschwindigkeit zwischen einem Hohlrad des Rotationsträgheitsmassedämpfers und einem Antriebsbauteil der Dämpfervorrichtung darstellt;
7 ist ein schematisches Schaubild, das eine Relativgeschwindigkeit zwischen dem Hohlrad und einem Ritzel des Rotationsträgheitsmassedämpfers darstellt;
8 ist ein schematisches Schaubild, das eine Drehmomentdifferenz darstellt, die durch Quantifizieren einer Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers der Dämpfervorrichtung gemäß der Offenbarung erhalten wird;
9 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer Dämpfervorrichtung gemäß einer anderen Ausführungsform der Offenbarung darstellt;
10 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer Dämpfervorrichtung gemäß noch einer anderen Ausführungsform der Offenbarung darstellt;
11 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer Dämpfervorrichtung gemäß einer anderen Ausführungsform der Offenbarung darstellt; und
12 ist eine vergrößerte Ansicht, die einen anderen Rotationsträgheitsmassedämpfer gemäß der Offenbarung darstellt.
Beschreibung von Ausführungsformen
Das Folgende beschreibt einige Ausführungsformen der Offenbarung in Bezug auf Zeichnungen.
1 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung 1 mit einer Dämpfervorrichtung 10 gemäß der Offenbarung darstellt. 2 ist eine Schnittansicht, die die Startvorrichtung 1 darstellt. Die Startvorrichtung 1, die in diesen Zeichnungen dargestellt ist, ist auf einem Fahrzeug montiert, das mit einem Motor (Brennkraftmaschine) EG als einer Antriebsquelle ausgestattet ist, und kann zusätzlich zu der Dämpfervorrichtung 10 beispielsweise eine vordere Abdeckung 3, die als ein Eingangselement, das mit einer Kurbelwelle des Motors EG verbunden ist, dient und dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment, das von dem Motor EG übertragen wird, aufzunehmen, ein Pumpenrad (eingangsseitiges Fluidgetriebeelement) 4, das an der vorderen Abdeckung 3 befestigt ist, ein Turbinenrad (ausgangsseites Fluidgetriebeelement) 5, das so angeordnet ist, dass es koaxial mit dem Pumpenrad 4 drehbar ist, eine Dämpfernabe 7, die als ein Ausgangselement dient, das mit der Dämpfervorrichtung 10 verbunden ist und an einer Eingangswelle IS eines Getriebes TM, das entweder ein Automatikgetriebe (AT) oder ein kontinuierlich variables Getriebe (CVT) ist, befestigt ist, und eine Überbrückungskupplung 8 aufweisen.
In der Beschreibung unten bedeutet ein Begriff „axiale Richtung“ grundsätzlich eine Erstreckungsrichtung einer Mittelachse (axialen Mitte) der Startvorrichtung 1 oder der Dämpfervorrichtung 10, soweit es nicht anders angegeben ist. Ein Ausdruck „radiale Richtung“ bedeutet grundsätzlich eine radiale Richtung der Startvorrichtung 1, der Dämpfervorrichtung 10 oder eines Drehelements der Dämpfervorrichtung 10 usw., d.h. eine Erstreckungsrichtung einer geraden Linie, die in einer Richtung senkrecht zu der Mittelachse ausgedehnt ist (radiale Richtung), von der Mittelachse der Startvorrichtung 1 oder der Dämpfervorrichtung 10, soweit es nicht anders angegeben ist. Zusätzlich bedeutet ein Ausdruck „Umfangsrichtung“ grundsätzlich eine Umfangsrichtung der Startvorrichtung 1, der Dämpfervorrichtung 10 oder eines Drehelements der Dämpfervorrichtung 10 usw., d.h. eine Richtung entlang einer Drehrichtung des Drehelements, soweit es nicht anders angegeben ist.
Wie in 2 gezeigt ist, weist das Pumpenrad 4 eine Pumpenschale 40, die zum Definieren einer Fluidkammer 9, in der Hydrauliköl strömt, dicht an der vorderen Abdeckung 3 befestigt ist, und eine Mehrzahl von Pumpenschaufeln 41, die auf einer inneren Oberfläche der Pumpenschale 40 vorgesehen sind, auf. Wie in 2 gezeigt ist, weist das Turbinenrad 5 eine Turbinenschale 50 und eine Mehrzahl von Turbinenschaufeln 51, die auf einer inneren Oberfläche der Turbinenschale 50 vorgesehen sind, auf. Ein Innenumfangsabschnitt der Turbinenschale 50 ist an der Dämpfernabe 7 mittels einer Mehrzahl von Nieten befestigt. Das Pumpenrad 4 und das Turbinenrad 5 liegen einander gegenüber, und ein Leitrad 6 ist koaxial zwischen dem Pumpenrad 4 und dem Turbinenrad 5 zum Ausrichten der Strömung des Hydrauliköls (Hydraulikfluids) von dem Turbinenrad 5 zu dem Pumpenrad 4 angeordnet. Das Leitrad 6 weist eine Mehrzahl von Leitradschaufeln 60 auf. Die Drehrichtung des Leitrads 6 ist durch eine Freilaufkupplung 61 auf lediglich eine Richtung festgelegt. Das Pumpenrad 4, das Turbinenrad 5 und das Leitrad 6 bilden einen Torus (ringförmigen Fluidweg) zum Zirkulieren des Hydrauliköls aus und arbeiten als ein Drehmomentwandler (Fluidgetriebevorrichtung) mit der Drehmomentverstärkungsfunktion. In der Startvorrichtung 1 können jedoch das Leitrad 6 und die Freilaufkupplung 61 weggelassen werden, und das Pumpenrad 4 und das Turbinenrad 5 können als Fluidkopplung arbeiten.
Die Überbrückungskupplung 8 ist eine hydraulische Mehrscheibenkupplung, die eine Überbrückung ausführt und löst, in der die vordere Abdeckung 3 und die Dämpfernabe 7 über die Dämpfervorrichtung 10 aneinandergekoppelt sind. Die Überbrückungskupplung 8 weist einen Überbrückungskolben 80, der in der axialen Richtung durch einen Mittelstück 30, das an der vorderen Abdeckung 3 befestigt ist, gleitend verschiebbar abgestützt wird, eine Kupplungstrommel 81, eine ringförmige Kupplungsnabe 82, die an einer inneren Oberfläche eines Seitenwandabschnitts 33 der vorderen Abdeckung 3 so befestigt ist, dass sie dem Überbrückungskolben 80 gegenüberliegt, eine Mehrzahl von ersten Reibungseingriffsscheiben (Reibungsscheiben mit einem Reibungsmaterial auf beiden Oberflächen) 83, die mit Keilwellennuten, die auf einem Innenumfang der Kupplungstrommel 81 ausgebildet sind, in Eingriff sind, und eine Mehrzahl von zweiten Reibungseingriffsschreiben 84 (Trennscheiben), die mit Keilwellennuten, die auf einem Außenumfang der Kupplungsnabe 82 ausgebildet sind, in Eingriff sind, auf.
Ferner weist die Überbrückungskupplung 8 ein ringförmiges Flanschbauteil (ölkammerdefinierendes Bauteil) 85, das an dem Mittelstück 30 der vorderen Abdeckung 3 so angebracht ist, dass es auf der zu der vorderen Abdeckung 3 in Bezug auf den Überbrückungskolben 80 entgegengesetzten Seite angeordnet ist, d.h., auf der Seite des Turbinenrads 5 und der Dämpfervorrichtung 10 in Bezug auf den Überbrückungskolben 80 angeordnet ist, und eine Mehrzahl von Rückstellfedern 86, die zwischen der vorderen Abdeckung 3 und dem Überbrückungskolben 80 angeordnet sind, auf. Wie in der Zeichnung dargestellt ist, definieren der Überbrückungskolben 80 und das Flanschbauteil 85 eine Eingriffsölkammer 87. Hydrauliköl (Eingriffshydraulikdruck) wird der Eingriffsölkammer 87 von einer Hydrauliksteuerungsvorrichtung (nicht dargestellt) zugeführt. Ein Erhöhen des Eingriffshydraulikdrucks für die Eingriffsölkammer 87 bewegt den Überbrückungskolben 80 in der axialen Richtung derart, dass die ersten und die zweiten Reibungseingriffsscheiben 83 und 84 in Richtung auf die vordere Abdeckung 3 gedrückt werden, was die Überbrückungskupplung 8 in Eingriff (vollständigen Eingriff oder Rutscheingriff) bringt. Eine hydraulische Einscheibenkupplung, die einen Überbrückungskolben aufweist, an dem ein Reibungsmaterial angebracht ist, kann als die Überbrückungskupplung 8 übernommen werden.
Wie in 1 und 2 gezeigt ist, weist die Dämpfervorrichtung 10 ein Antriebsbauteil (Eingangselement) 11, ein Zwischenbauteil (Zwischenelement) 12 und ein angetriebenes Bauteil (Ausgangselement) 15 als Drehelemente auf. Die Dämpfervorrichtung 10 weist auch eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) ersten Federn (ersten elastischen Körpern) SP1, die so angeordnet sind, dass sie das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Zwischenbauteil 12 übertragen, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) zweiten Federn (zweiten elastischen Körpern) SP2, die so angeordnet sind, dass sie jeweils in Reihe mit den entsprechenden ersten Federn SP1 arbeiten und das Drehmoment zwischen dem Zwischenbauteil 12 und dem angetriebenen Bauteil 15 übertragen, und eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) inneren Federn SPi, die so angeordnet sind, dass sie das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 übertragen, als Drehmomentübertragungselemente (elastische Drehmomentübertragungskörper) auf.
Wie in 1 gezeigt ist, weist die Dämpfervorrichtung 10 einen ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 und einen zweiten Drehmomentübertragungsweg TP2 auf, die parallel zueinander zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 vorgesehen sind. Der erste Drehmomentübertragungsweg TP1 ist durch die Mehrzahl von ersten Federn SP1, das Zwischenbauteil 12 und die Mehrzahl von zweiten Federn SP2 derart ausgebildet, dass er das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 über diese Elemente überträgt. Gemäß dieser Ausführungsform werden Schraubenfedern, die eine identische Spezifikation (Federkonstante) aufweisen, für die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 des ersten Drehmomentübertragungswegs TP1 eingesetzt.
Der zweite Drehmomentübertragungsweg TP2 ist durch die Mehrzahl von inneren Federn SPi derart ausgebildet, dass er das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 über die Mehrzahl von inneren Federn SPi überträgt, die parallel zueinander arbeiten. Gemäß dieser Ausführungsform ist die Mehrzahl von inneren Federn SPi des zweiten Drehmomentübertragungswegs TP2 dazu ausgebildet, parallel zu den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 des ersten Drehmomentübertragungswegs TP1 zu arbeiten, nachdem ein Eingangsdrehmoment in das angetriebene Bauteil 11 ein vorherbestimmtes Drehmoment (ersten Schwellwert) T1, das kleiner als ein Drehmoment T2 (zweiter Schwellwert), das einem maximalen Torsionswinkel θmax der Dämpfervorrichtung 10 entspricht, ist, erreicht, und ein Torsionswinkel des Antriebsbauteils 11 relativ zu dem angetriebenen Bauteil 15 gleich oder größer als ein vorherbestimmter Winkel θref wird. Die Dämpfervorrichtung 10 weist dementsprechend zweischrittige (zweistufige) Dämpfungseigenschaften auf.
Gemäß dieser Ausführungsform wird eine lineare Schraubenfeder, die aus einem Metallmaterial gemacht ist, das spiralförmig so gewickelt ist, dass es eine axiale Mitte aufweist, die bei keiner Last linear ausgedehnt ist, für die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 und die inneren Federn SPi eingesetzt. Im Vergleich zu einem Einsetzen einer Bogenschraubenfeder dehnt dies die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 und die inneren Federn SPi entlang ihrer axialen Mitten geeigneter aus und zieht sie zusammen und reduziert eine Differenz zwischen einem Drehmoment, das auf das angetriebene Bauteil 15 von den zweiten Federn SP2 und dergleichen übertragen wird, wenn eine relative Verschiebung zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 zunimmt, und einem Drehmoment, das auf das angetriebene Bauteil 15 von den zweiten Federn SP2 und dergleichen übertragen wird, wenn die relative Verschiebung zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 abnimmt, d.h. eine Hysterese. Die Bogenschraubenfeder kann jedoch für zumindest eine der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 und der inneren Federn SPi eingesetzt werden.
Wie in 2 gezeigt ist, weist das Antriebsbauteil 11 der Dämpfervorrichtung 10 ein ringförmiges erstes Eingangsscheibenbauteil 111, das mit der Kupplungstrommel 81 der Überbrückungskupplung 8 gekoppelt ist, und ein ringförmiges zweites Eingangsscheibenbauteil 112, das mit dem ersten Eingangsscheibenbauteil 111 mittels einer Mehrzahl von Nieten derart gekoppelt ist, dass es dem ersten Eingangsscheibenbauteil 111 gegenüberliegt, auf. Dementsprechend drehen sich das Antriebsbauteil 11 oder das erste und das zweite Eingangsscheibenbauteil 111 und 112 integral mit der Kupplungstrommel 81. Ferner wird die vordere Abdeckung 3 (Motor EG) mit dem Antriebsbauteil 11 der Dämpfervorrichtung 10 durch Eingriff der Überbrückungskupplung 8 gekoppelt.
Wie in 2 und 3 gezeigt ist, ist das erste Eingangsscheibenbauteil 111 dazu ausgebildet, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) bogenförmigen äußeren Federaufnahmefenstern 111wo, die in Abständen (in gleichen Abständen) in der Umfangsrichtung angeordnet sind, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) bogenförmigen inneren Federaufnahmefenstern 111wi, die auf einer Innenseite in der radialen Richtung jedes äußeren Federaufnahmefensters 111wo in Abständen (in gleichen Abständen) in der Umfangsrichtung angeordnet sind, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) Federstützabschnitten 111s, die sich jeweils entlang eines Außenumfangsrands jedes inneren Federaufnahmefensters 111wi erstrecken, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) äußeren Federkontaktabschnitten 111co und eine Mehrzahl von (beispielsweise sechs in dieser Ausführungsform) inneren Federkontaktabschnitten 111ci aufzuweisen. Die inneren Federaufnahmefenster 111wi weisen jeweils eine Umfangslänge länger als eine natürliche Länge der inneren Feder SPi auf (siehe 3). Ein äußerer Federkontaktabschnitt 111co ist zwischen den äußeren Federaufnahmefenstern 111wo, die angrenzend aneinander in der Umfangsrichtung angeordnet sind, angeordnet. Ein innerer Federkontaktabschnitt 111ci ist auf jeder Seite in der Umfangsrichtung jedes inneren Federaufnahmefensters 111wi angeordnet.
Das zweite Eingangsscheibenbauteil 112 ist dazu ausgebildet, eine Mehrzahl von (von beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) bogenförmigen äußeren Federaufnahmefenstern 112wo, die in Abständen (gleichen Abständen) in der Umfangsrichtung angeordnet sind, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) bogenförmigen inneren Federaufnahmefenstern 112wi, die auf einer Innenseite in der radialen Richtung jedes äußeren Federaufnahmefensters 112wo in Abständen (in gleichen Abständen) in der Umfangsrichtung angeordnet sind, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) Federstützabschnitten 112s, die sich jeweils entlang eines Außenumfangsrands jedes inneren Federnaufnahmefensters 112wi erstrecken, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) äußeren Federkontaktabschnitten 112co und eine Mehrzahl von (beispielsweise sechs in dieser Ausführungsform) inneren Federkontaktabschnitten 112ci, aufzuweisen. Die inneren Federaufnahmefenster 112wi weisen jeweils eine Umfangslänge länger als die natürliche Länge der inneren Feder SPi auf (siehe 3). Ein äußerer Federkontaktabschnitt 112co ist zwischen den äußeren Federaufnahmefenstern 112wo, die angrenzend aneinander in der Umfangsrichtung angeordnet sind, angeordnet. Ein innerer Federkontaktabschnitt 112ci ist auf jeder Seite in der Umfangsrichtung jedes inneren Federnaufnahmefensters 112wi angeordnet. In dieser Ausführungsform weisen das erste und das zweite Eingangsscheibenbauteil 111 und 112 eine identische Form auf, so dass die Anzahl von Arten von Teilen reduziert wird.
Das Zwischenbauteil 12 weist ein erstes Zwischenscheibenbauteil 121, das auf der Vordere-Abdeckung-3-Seite des ersten Eingangsscheibenbauteils 111 des Antriebsbauteils 11 angeordnet ist, und ein zweites Zwischenscheibenbauteil 122, das auf der Turbinenrad-5-Seite des zweiten Eingangsscheibenbauteils 112 des Antriebsbauteils 11 angeordnet und mit dem ersten Zwischenscheibenbauteil 121 mittels einer Mehrzahl von Nieten gekoppelt ist, auf. Wie in 2 gezeigt ist, sind das erste und das zweite Eingangsscheibenbauteil 111 und 112 zwischen dem ersten Zwischenscheibenbauteil 121 und dem zweiten Zwischenscheibenbauteil 122 in der axialen Richtung der Dämpfervorrichtung 10 angeordnet.
Wie in 2 und 3 gezeigt ist, ist das erste Zwischenscheibenbauteil 121 dazu ausgebildet, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) bogenförmigen Federaufnahmefenstern 121w, die in Abständen (in gleichen Abständen) in der Umfangsrichtung angeordnet sind, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) Federstützabschnitten 121s, die sich jeweils entlang eines Außenumfangsrands des entsprechenden Federaufnahmefensters 121w erstrecken, und eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) Federkontaktabschnitten 121c aufzuweisen. Ein Federkontaktabschnitt 121c ist zwischen den Federaufnahmefenstern 121w, die in der Umfangsrichtung aneinander angrenzend angeordnet sind, angeordnet. Das zweite Zwischenscheibenbauteil 122 ist dazu ausgebildet, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) bogenförmigen Federaufnahmefenstern 122w, die in Abständen (in gleichen Abständen) in der Umfangsrichtung angeordnet sind, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) Federstützabschnitten 122s, die sich jeweils entlang eines Außenumfangsrands des entsprechenden Federaufnahmefensters 122w erstrecken, und eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) Federkontaktabschnitten 122c aufzuweisen. Ein Federkontaktabschnitt 122c ist zwischen den Federaufnahmefenstern 122w, die in der Umfangsrichtung aneinander angrenzend angeordnet sind, angeordnet. In dieser Ausführungsform weisen das erste und das zweite Zwischenbauteil 121 und 122 eine identische Form auf, so dass die Anzahl von Arten von Teilen reduziert wird.
Das angetriebene Bauteil 15 ist ein scheibenartiges ringförmiges Bauteil, das zwischen den ersten und zweiten Eingangsscheibenbauteilen 111 und 112 in der axialen Richtung angeordnet und an der Dämpfernabe 7 mittels einer Mehrzahl von Nieten befestigt ist. Wie in 2 und 3 gezeigt ist, ist das angetriebene Bauteil 15 dazu ausgebildet, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) bogenförmigen äußeren Federaufnahmefenstern 15wo, die in Abständen (in gleichen Abständen) in der Umfangsrichtung angeordnet sind, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) bogenförmigen inneren Federaufnahmefenstern 15wi, die auf einer Innenseite in der radialen Richtung jedes äußeren Federaufnahmefensters 15wo in Abständen (in gleichen Abständen) in der Umfangsrichtung angeordnet sind, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) äußeren Federkontaktabschnitten 15co und eine Mehrzahl von (beispielsweise sechs in dieser Ausführungsform) inneren Federkontaktabschnitten 15ci aufzuweisen. Ein äußerer Federkontaktabschnitt 15co ist zwischen den äußeren Federaufnahmefenstern 15wo, die in der Umfangsrichtung angrenzend aneinander angeordnet sind, angeordnet. Die inneren Federaufnahmefenster 15wi weisen jeweils eine Umfangslänge länger als die natürliche Länge der inneren Feder SPi auf. Ein innerer Federkontaktabschnitt 15ci ist auf jeder Seite in der Umfangsrichtung jedes inneren Federaufnahmefensters 15wi angeordnet.
Eine erste Feder SP1 und eine zweite Feder SP2 sind in den äußeren Federaufnahmefenstern 111wo und 112wo des ersten und des zweiten Eingangsscheibenbauteils 111 und 112 und äußeren Federaufnahmefenstern 15wo des angetriebenen Bauteils 15 angeordnet, so dass die erste und die zweite Feder SP1 und SP2 ein Paar ausbilden (in Reihe agieren). In dem Montagezustand der Dämpfervorrichtung 10 sind die äußeren Federkontaktabschnitte 111co und 112co des ersten und des zweiten Eingangsscheibenbauteils 111 und 112 und die äußeren Federkontaktabschnitte 15co des angetriebenen Bauteils 15 jeweils zwischen den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 angeordnet, die in den verschiedenen äußeren Federaufnahmefenstern 15wo, 111wo und 112wo angeordnet sind, so dass sie kein Paar ausbilden (nicht in Reihe agieren), und kommen in Kontakt mit Enden der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2.
Die Federkontaktabschnitte 121c und 122c des ersten und des zweiten Zwischenscheibenbauteils 121 und 122 sind jeweils zwischen den gemeinsamen äußeren Federnaufnahmefenstern 15wo, 111wo und 112wo zum Ausbilden eines Paares angeordnet und kommen in Kontakt mit Enden der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2. Die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2, die in den verschiedenen äußeren Federaufnahmefenstern 15wo, 111wo und 112wo angeordnet sind, so dass sie kein Paar ausbilden (nicht in Reihe agieren), sind in den Federaufnahmefenstern 121w und 122w des ersten und zweiten Zwischenscheibenbauteils 121 und 122 angeordnet. Die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2, die kein Paar ausbilden (nicht in Reihe agieren), werden von der Außenseite in der radialen Richtung durch den Federstützabschnitt 121s des ersten Zwischenscheibenbauteils 121 auf der Vordere-Abdeckung-3-Seite und den Federstützabschnitt 122s des zweiten Zwischenscheibenbauteils 122 auf der Turbinenrad-5-Seite abgestützt (geführt).
Wie in 3 gezeigt ist, sind die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 somit alternierend in der Umfangsrichtung der Dämpfervorrichtung 10 angeordnet. Ein Ende jeder ersten Feder SP1 kommt in Kontakt mit den entsprechenden äußeren Federkontaktabschnitten 111co und 112co des Antriebsbauteils 11, und das andere Ende jeder ersten Feder SP1 kommt in Kontakt mit den entsprechenden Federkontaktabschnitten 121c und 122c des Zwischenbauteils 12. Ein Ende jeder zweiten Feder SP2 kommt in Kontakt mit den entsprechenden Federkontaktabschnitten 121c und 122c des Zwischenbauteils 12, und das andere Ende jeder zweiten Feder SP2 kommt in Kontakt mit dem entsprechenden äußeren Federkontaktabschnitt 15co des angetriebenen Bauteils 15.
Infolgedessen sind die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2, die ein Paar ausbilden, über die Federkontaktabschnitte 121c und 122c des Zwischenbauteils 12 zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 in Reihe miteinander verbunden. Dementsprechend reduziert die Dämpfervorrichtung 10 ferner die Steifigkeit der elastischen Körper, die dazu ausgebildet sind, das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 zu übertragen, oder genauer gesagt eine kombinierte Federkonstante der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2. In dieser Ausführungsform sind, wie in 3 gezeigt ist, die Mehrzahl von ersten Federn SP1 und die Mehrzahl von zweiten Federn SP2 auf einem identischen Umfang angeordnet, so dass der Abstand zwischen der axialen Mitte der Startvorrichtung 1 oder der Dämpfervorrichtung 10 und der axialen Mitte jeder ersten Feder SP1 gleich dem Abstand zwischen der axialen Mitte der Startvorrichtung 1 usw. und der axialen Mitte jeder zweiten Feder SP2 ist.
Die innere Feder SPi ist in jedem der inneren Federaufnahmefenster 15wi des angetriebenen Bauteils 15 angeordnet. In dem Montagezustand der Dämpfervorrichtung 10 kommt jeder der inneren Federkontaktabschnitte 15ci in Kontakt mit einem entsprechenden Ende der inneren Federn SPi. In dem Montagezustand der Dämpfervorrichtung 10 ist eine Seite jeder inneren Feder SPi auf der Vordere-Abdeckung-3-Seite in einer Umfangsmitte des entsprechenden inneren Federaufnahmefensters 111wi des ersten Eingangsscheibenbauteils 111 gelegen und wird von der Außenseite in der radialen Richtung durch den Federstützabschnitt 111s des ersten Eingangsscheibenbauteils 111 abgestützt (geführt). In dem Montagezustand der Dämpfervorrichtung 10 ist eine Seite jeder inneren Feder SPi auf der Turbinenrad-5-Seite in einer Umfangsmitte des entsprechenden inneren Federaufnahmefensters 112wi des zweiten Eingangsscheibenbauteils 112 gelegen und wird von der Außenseite in der radialen Richtung durch den Federstützabschnitt 112s des zweiten Eingangsscheibenbauteils 112 abgestützt (geführt).
Wie in 2 und 3 gezeigt ist, ist jede der inneren Federn SPi in einem innenumfangsseitigen Bereich der Fluidkammer 9 derart angeordnet, dass sie durch die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 umgeben ist. Diese Ausgestaltung verkürzt weiter die axiale Länge der Dämpfervorrichtung 10 und dadurch die axiale Länge der Startvorrichtung 1. Jede der inneren Federn SPi kommt in Kontakt mit einem Paar der inneren Federkontaktabschnitte 111ci und 112ci, die auf den jeweiligen Seiten der inneren Federaufnahmefenster 111wi und 112wi des ersten und zweiten Eingangsscheibenbauteils 111 und 112 angeordnet sind, wenn das Eingangsdrehmoment (Antriebsdrehmoment) in das Antriebsbauteil 11 oder das Drehmoment, das von der Achsenseite auf das angetriebene Bauteil 15 ausgeübt wird (Abtriebsdrehmoment), das obige Drehmoment T1 erreicht.
Die Dämpfervorrichtung 10 weist ferner einen Anschlag (nicht gezeigt) auf, der dazu ausgebildet ist, die relative Drehung des Antriebsbauteils 11 zu dem angetriebenen Bauteil 15 zu begrenzen. In dieser Ausführungsform weist der Anschlag eine Mehrzahl von Anschlagabschnitten, die in Abständen in der Umfangsrichtung derart angeordnet sind, dass sie in der radialen Richtung in Richtung auf die Dämpfernabe 7 von einem Innenumfangsabschnitt des zweiten Eingangsscheibenbauteils 112 vorstehen, und eine Mehrzahl von bogenförmigen Ausschnittabschnitten, die in Abständen in der Umfangsrichtung in der Dämpfernabe 7, an der das angetriebene Bauteil 15 befestigt ist, ausgebildet sind, auf. In dem Montagezustand der Dämpfervorrichtung 10 ist jeder der Anschlagabschnitte des zweiten Eingangsscheibenbauteils 112 in dem entsprechenden Ausschnittabschnitt der Dämpfernabe 7 derart angeordnet, dass er nicht in Kontakt mit Wandoberflächen der Dämpfernabe 7 kommt, welche Wandoberflächen beide Enden des Ausschnittabschnitts definieren. Wenn jeder der Anschlagabschnitte des zweiten Eingangsscheibenbauteils 112 in Verbindung mit relativer Drehung des Antriebsbauteils 11 zu dem angetriebenen Bauteil 15 in Kontakt mit einer der Wandoberflächen, die beide Enden des Ausschnittabschnitts der Dämpfernabe 7 definieren, kommt, begrenzt der Anschlag die relative Drehung des Antriebsbauteils 11 zu dem angetriebenen Bauteil 15 und die Auslenkung aller der t Federn SP1, SP2 und SPi.
Zusätzlich weist, wie in 1 gezeigt ist, die Dämpfervorrichtung 10 einen Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 auf, der parallel zu sowohl dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1, der die Mehrzahl von ersten Federn SP1, das Zwischenbauteil 12 und die Mehrzahl von zweiten Federn SP2 aufweist, als auch dem zweiten Drehmomentübertragungsweg TP2, der die Mehrzahl von inneren Federn SPi aufweist, angeordnet ist. In dieser Ausführungsform ist der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 dazu ausgebildet, ein Einzelritzeltypplanetengetriebe 21 aufzuweisen, das zwischen dem Antriebsbauteil 11 oder dem Eingangselement der Dämpfervorrichtung 10 und dem angetriebenen Bauteil 15 oder dem Ausgangselement der Dämpfervorrichtung 10 angeordnet ist.
Das Planetengetriebe 21 ist durch das angetriebene Bauteil 15, das Außenzähne 15t in einem Außenumfang davon aufweist, so dass es als ein Sonnenrad arbeitet, das erste und das zweite Eingangsscheibenbauteil 111 und 112, die eine Mehrzahl (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) von Ritzeln 23, die jeweils mit den Außenzähnen 15t ineinandergreifen, drehbar abstützen, so dass sie als ein Träger arbeiten, und ein Hohlrad 25, das konzentrisch mit dem angetriebenen Bauteil 15 (Außenzähne 15t) oder dem Sonnenrad angeordnet ist und Innenzähne 25t, die mit dem jeweiligen Ritzel 23 ineinandergreifen, aufweist, ausgebildet. Dementsprechend überlappen in der Fluidkammer 9 das angetriebene Bauteil 15 oder das Sonnenrad, die Mehrzahl von Ritzeln 23 und das Hohlrad 25 zumindest teilweise mit den ersten und zweiten Federn SP1 und SP2 (und inneren Federn SPi) in der radialen Richtung der Dämpfervorrichtung 10 betrachtet in der axialen Richtung.
Wie in 2 und 3 gezeigt ist, sind die Außenzähne 15t auf einer Mehrzahl von vorherbestimmten Abschnitten einer Außenumfangsoberfläche des angetriebenen Bauteils 15 in Abständen (in gleichen Abständen) in der Umfangsrichtung ausgebildet. Die Außenzähne 15t sind radial außerhalb des äußeren Federaufnahmefensters 15wo und des inneren Federaufnahmefensters 15wi, d.h. der ersten Feder SP1, der zweiten Feder SP2 und der inneren Feder SPi, die das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 übertragen, gelegen. Die Außenzähne 15t können auf dem gesamten Außenumfang des angetriebenen Bauteils 15 ausgebildet sein.
Wie in 2 und 3 gezeigt ist, ist das erste Eingangsscheibenbauteil 111, das den Träger des Planetengetriebes 21 ausbildet, dazu ausgebildet, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) Ritzelstützabschnitten 115, die radial außerhalb der äußeren Federkontaktabschnitte 111co in Abständen (in gleichen Abständen) in der Umfangsrichtung angeordnet sind, aufzuweisen. Ähnlich ist das zweite Eingangsscheibenbauteil 112, das den Träger des Planetengetriebes 21 ausbildet, dazu ausgebildet, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei in dieser Ausführungsform) Ritzelstützabschnitten 116, die radial außerhalb der äußeren Federkontaktabschnitte 112co in Abständen (in gleichen Abständen) in der Umfangsrichtung angeordnet sind, aufzuweisen, wie in 2 und 3 gezeigt ist.
Wie in 4 gezeigt ist, ist jeder der Ritzelstützabschnitte 115 des ersten Eingangsscheibenbauteils 111 dazu ausgebildet, einen bogenförmigen sich axial erstreckenden Abschnitt 115a, der dazu ausgebildet ist, axial in Richtung auf die vordere Abdeckung 3 vorzustehen, und einen bogenförmigen geflanschten Abschnitt 115f, der von einem Ende des sich axial erstreckenden Abschnitts 115a radial nach außen ausgedehnt ist, aufzuweisen. Jeder der Ritzelstützabschnitte 116 des zweiten Eingangsscheibenbauteils 112 ist dazu ausgebildet, einen bogenförmigen sich axial erstreckenden Abschnitt 116a, der dazu ausgebildet ist, axial in Richtung auf das Turbinenrad 5 vorzustehen, und einen bogenförmigen geflanschten Abschnitt 116f, der von einem Ende des sich axial erstreckenden Abschnitts 116a radial nach außen ausgedehnt ist, aufzuweisen. Jeder der Ritzelstützabschnitte 115 (geflanschter Abschnitt 115f) des ersten Eingangsscheibenbauteils 111 liegt den entsprechenden Ritzelstützabschnitten 116 (geflanschter Abschnitt 116f) des ersten Eingangsscheibenbauteils 112 in der axialen Richtung gegenüber. Die geflanschten Abschnitte 115f und 116f, die ein Paar ausbilden, stützen jeweils ein Ende eines Ritzelschafts 24, der in das Ritzel 23 eingefügt ist, ab. In dieser Ausführungsform sind die Ritzelstützabschnitte 115 (geflanschten Abschnitte 115f) an der Kupplungstrommel 81 der Überbrückungskupplung 8 mittels Nieten befestigt. Ferner wird in dieser Ausführungsform das erste Zwischenscheibenbauteil 121 des Zwischenbauteils 12 durch eine Innenumfangsoberfläche des sich axial erstreckenden Abschnitts 115a des Ritzelstützabschnitts 115 ausgerichtet. Das zweite Zwischenscheibenbauteil 122 des Zwischenbauteils 12 wird durch eine Innenumfangsoberfläche des sich axial erstreckenden Abschnitts 116a des Ritzelstützabschnitts 116 ausgerichtet.
Wie in 4 gezeigt ist, sind die Ritzel 23 des Planetengetriebes 21 dazu ausgebildet, einen ringförmigen Zahnradkörper 230 mit Zahnradzähnen (Außenzähnen) 23t in einem Außenumfang davon, eine Mehrzahl von Nadellagern 231, die zwischen einer Innenumfangsoberfläche des Zahnradkörpers 230 und einer Außenumfangsoberfläche des Ritzelschafts 24 angeordnet sind, ein Paar von Abstandhaltern 232, die mit beiden Enden des Zahnradkörpers 230 derart in Eingriff sind, dass sie eine axiale Bewegung des Nadellagers 231 einschränken, aufzuweisen. Wie in 4 gezeigt ist, weist der Zahnradkörper 230 des Ritzels 23 ringförmige Radialstützabschnitte 230s, die jeweils außerhalb eines axialen Endes der Zahnradzähne 23t in einer Innenseite von Gründen der Zahnradzähne 23t in der radialen Richtung des Ritzels 23 vorstehen und eine zylindrische Außenumfangsoberfläche aufweisen, auf. Ein Durchmesser einer Außenumfangsoberfläche jedes Abstandhalters 232 ist identisch mit oder von kleinerem Durchmesser als jener des Radialstützabschnitts 230s.
Die Mehrzahl von Ritzeln 23 wird in Abständen (in gleichen Abständen) in der Umfangsrichtung durch das erste und das zweite Eingangsscheibenbauteil 111 und 112 (Ritzelstützabschnitte 115 und 116) oder den Träger abgestützt. Ein Scheibe 235 ist zwischen einer Seitenfläche jedes Abstandhalters 235 und dem Ritzelstützabschnitt 115 oder 116 (geflanschten Abschnitt 115f oder 116f) des ersten oder des zweiten Eingangsscheibenbauteils 111 oder 112 angeordnet. Wie in 4 gezeigt ist, ist eine axiale Lücke zwischen beiden Seitenflächen der Zahnradzähne 23t des Ritzels 23 und dem Ritzelstützabschnitt 115 oder 116 (geflanschten Abschnitt 115f oder 116f) des ersten oder des zweiten Eingangsscheibenbauteils 111 oder 112 definiert.
Das Hohlrad 25 des Planetengetriebes 21 ist dazu ausgebildet, einen ringförmigen Zahnradkörper 250 mit Innenzähnen 25t in einem Innenumfang davon, zwei ringförmige Seitenscheiben 251, eine Mehrzahl von Nieten 252 zum Befestigen der jeweiligen Seitenscheibe 251 an beiden axialen Seitenflächen des Zahnradkörpers 250 aufzuweisen. Der Zahnradkörper 250, die zwei Seitenscheiben 251 und die Mehrzahl von Nieten 252 sind miteinander integriert und arbeiten als ein Massekörper des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20. In dieser Ausführungsform sind die Innenzähne 25t auf dem gesamten Innenumfang des Zahnradkörpers 250 ausgebildet. Die Innenzähne 25t können auf einer Mehrzahl von vorherbestimmten Abschnitten der Innenumfangsoberfläche des Zahnradkörpers 250 in Abständen (in gleichen Abständen) in der Umfangsrichtung ausgebildet sein. Wie in 3 gezeigt ist, können ausgesparte Abschnitte auf einer Außenumfangsoberfläche des Zahnradkörpers 250 ausgebildet sein, so dass ein Gewicht des Hohlrads 25 angepasst wird.
Jede der Seitenscheiben 251 weist eine konkave zylindrisch geformte Innenumfangsoberfläche auf und arbeitet als ein abgestützter Abschnitt, der axial durch die Mehrzahl von Ritzeln 23, die mit den Innenzähnen 25t ineinandergreifen, abgestützt wird. D.h., in beiden axialen Enden der Innenzähne 25t sind die zwei Seitenscheiben 251 jeweils an der entsprechenden Seitenfläche des Zahnradkörpers 250 derart befestigt, dass sie innerhalb von Gründen der Innenzähne 25t in der radialen Richtung vorstehen und zumindest der Seitenfläche der Zahnradzähne 23t des Ritzels 23 gegenüberliegen. Wie in 4 gezeigt ist, ist in dieser Ausführungsform die Innenumfangsoberfläche jeder Seitenscheibe 251 geringfügig innerhalb von Spitzen der Innenzähne 25t gelegen.
Wenn jedes der Ritzel 23 mit den Innenzähnen 25t verzahnt ist, wird die Innenumfangsoberfläche jeder Seitenscheibe 251 durch den entsprechenden Radialstützabschnitt 230s des Ritzels 23 (Zahnradkörpers 230) abgestützt. Dies ermöglicht, dass das Hohlrad 25 durch die Radialstützabschnitte 230s der Mehrzahl von Ritzeln 23 in Bezug auf die axiale Mitte des angetriebenen Bauteils 15 oder des Sonnenrads genau ausgerichtet wird und sich problemlos dreht (oszilliert). Ferner liegt, wenn jedes der Ritzel 23 mit den Innenzähnen 25t verzahnt ist, eine Innenfläche jeder Seitenscheibe 251 der Seitenfläche der Zahnradzähne 23t des Ritzels 23 und einer Seitenfläche eines Abschnitts von den Gründen der Zahnradzähne 23t zu dem Radialstützabschnitt 230s gegenüber. Dementsprechend wird eine axiale Bewegung des Hohlrads 25 zumindest durch die Seitenfläche der Zahnradzähne 23t des Ritzels 23 begrenzt. Ferner ist, wie in 4 gezeigt ist, eine axiale Lücke zwischen einer Außenfläche jeder Seitenscheibe 251 des Hohlrads 25 und dem Ritzelstützabschnitt 115 oder 116 (geflanschten Abschnitt 115f oder 116f) des ersten oder des zweiten Eingangsscheibenbauteils 111 oder 112 definiert.
Wenn die Überbrückung durch die Überbrückungskupplung 8 in der Startvorrichtung 1 mit der oben beschriebenen Ausgestaltung gelöst ist, wird, wie man aus 1 sehen kann, das Drehmoment (die Leistung), das von dem Motor EG auf die vordere Abdeckung 3 übertragen wird, auf die Eingangswelle IS des Getriebes TM über den Weg des Pumpenrads 4, des Turbinenrads 5, des angetriebenen Bauteils 15 und der Dämpfernabe 7 übertragen. Wenn die Überbrückung durch die Überbrückungskupplung 8 der Startvorrichtung 1 ausgeführt wird, wird andererseits das Drehmoment, das von dem Motor EG auf das Antriebsbauteil 11 über die vordere Abdeckung 3 und die Überbrückungskupplung 8 übertragen wird, auf das angetriebene Bauteil 15 und die Dämpfernabe 7 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 mit der Mehrzahl von ersten Federn SP1, dem Zwischenbauteil 12 und der Mehrzahl von zweiten Federn SP2 und den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 übertragen, bis das Eingangsdrehmoment das obige Drehmoment T1 erreicht. Wenn das Eingangsdrehmoment gleich oder höher als das obige Drehmoment T1 wird, wird das Drehmoment, das auf das Antriebsbauteil 11 übertragen wird, auf das angetriebene Bauteil 15 und die Dämpfernabe 7 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1, den zweiten Drehmomentübertragungsweg TP2 mit der Mehrzahl von inneren Federn SPi und den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 übertragen.
Wenn das Antriebsbauteil 11 relativ zu dem angetriebenen Bauteil 15 unter einer Ausführung der Überbrückung (Eingriff der Überbrückungskupplung 8) gedreht (verdreht) wird, werden die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 ausgelenkt, und das Hohlrad 25 oder der Massekörper wird um die axiale Mitte entsprechend relativer Drehung des Antriebsbauteils 11 zu dem angetriebenen Bauteil 15 gedreht (oszilliert). Genauer gesagt wird, wenn das Antriebsbauteil 11 relativ zu dem angetriebenen Bauteil 15 gedreht (oszilliert) wird, die Drehzahl des Antriebsbauteils 11 (ersten und des zweiten Eingangsscheibenbauteils 111 und 112) oder des Trägers, das bzw. der ein Eingangselement des Planetengetriebes 21 ist, höher als die Drehzahl des angetriebenen Bauteils 15 oder des Sonnenrads. In einem derartigen Zustand wird die Drehzahl des Hohlrads 25 durch die Wirkung des Planetengetriebes 21 erhöht, so dass das Hohlrad 25 bei einer höheren Drehzahl als der Drehzahl des Antriebsbauteils 11 gedreht wird. Dies bewirkt, dass ein Trägheitsmoment von dem Hohlrad 25, das der Massekörper des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 ist, auf das angetriebene Bauteil 15, das das Ausgangselement der Dämpfervorrichtung 10 ist, über die Ritzel 23 ausgeübt wird und dadurch die Schwingung des angetriebenen Bauteils 15 dämpft. Der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 ist dazu ausgebildet, hauptsächlich das Trägheitsmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 zu übertragen, aber ein durchschnittliches Drehmoment nicht zu übertragen.
Das Folgende beschreibt einen Ausgestaltungsablauf der Dämpfervorrichtung 10. Wie oben beschrieben wurde, arbeiten in der Dämpfervorrichtung 10, bis das Eingangsdrehmoment, das auf das Antriebsbauteil 11 übertragen wird, das obige Drehmoment T1 erreicht, die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2, die in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 enthalten sind, parallel zu dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20. Wenn die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 parallel zu dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 arbeiten, hängt das Drehmoment, das von dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 mit dem Zwischenbauteil 12 und den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 auf das angetriebene Bauteil 15 übertragen wird, von der Verschiebung (dem Betrag von Auslenkung oder Torsionswinkel) der zweiten Federn SP2 zwischen dem Zwischenbauteil 12 und dem angetriebenen Bauteil 15 ab (ist dazu proportional). Das Drehmoment, das von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 auf das angetriebene Bauteil 15 übertragen wird, hängt andererseits von einer Differenz an Winkelbeschleunigung zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15, d.h. einem Differenzialgleichungsergebnis zweiter Ordnung der Verschiebung der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 ab (ist dazu proportional). Unter der Annahme, dass das Eingangsdrehmoment, das auf das Antriebsbauteil 11 der Dämpfervorrichtung 10 übertragen wird, periodisch geschwungen wird, wie durch Gleichung (1), die unten angegeben ist, gezeigt ist, wird die Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 auf das angetriebene Bauteil 15 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird, entsprechend um 180 Grad zu der Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 auf das angetriebene Bauteil 15 über den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 übertragen wird, verschoben.
[Math. 1]

T = T₀sinωt (1)

Zudem treten in der Dämpfervorrichtung 10 mit dem einzelnen Zwischenbauteil 12 zwei Resonanzen in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 auf, wenn die Auslenkungen der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 zugelassen werden und die inneren Federn SPi nicht ausgelenkt werden. D.h., eine Resonanz (erste Resonanz) der gesamten Dämpfervorrichtung 10 tritt in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 durch die Schwingungen des Antriebsbauteils 11 und des angetriebenen Bauteils 15 in den entgegengesetzten Phasen auf, wenn die Auslenkungen der ersten und zweiten Federn SP1, SP2 zugelassen werden und die inneren Federn SPi nicht ausgelenkt werden. Eine Resonanz (zweite Resonanz) tritt ebenfalls in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 durch die Schwingungen des Zwischenbauteils 12 in der zu sowohl dem Antriebsbauteil 11 als auch dem angetriebenen Bauteil 15 entgegengesetzten Phase, wenn die Auslenkungen der ersten und der zweiten Federn SP1, SP2 zugelassen werden und die inneren Federn SPi nicht ausgelenkt werden, auf einer höheren Drehzahlseite (höheren Frequenzseite) als die erste Resonanz auf.
Zum weiteren Verbessern der Schwingungsdämpfungswirkung der Dämpfervorrichtung 10 mit den obigen Eigenschaften, haben die Erfinder infolge intensiver Studien und Analysen bemerkt, dass die Dämpfervorrichtung 10 die Schwingung des angetriebenen Bauteils 15 durch Gleichmachen der Amplitude der Schwingung des ersten Drehmomentübertragungswegs TP1 zu der Amplitude der Schwingung des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 in der entgegengesetzten Phase dämpfen kann. Die Erfinder haben eine Bewegungsgleichung, wie durch Gleichung (2), die unten angegeben ist, gezeigt ist, in einem Schwingungssystem mit der Dämpfervorrichtung 10, in der das Drehmoment von dem Motor EG auf das Antriebsbauteil 11 unter Eingriff der Überbrückungskupplung übertragen wird und die inneren Federn SPi nicht ausgelenkt werden, aufgestellt. In Gleichung (2) bezeichnet „J₁“ ein Trägheitsmoment des Antriebsbauteils 11, bezeichnet „J₂“ ein Trägheitsmoment des Zwischenbauteils 12, wie oben beschrieben wurde, bezeichnet „J₃“ ein Trägheitsmoment des angetriebenen Bauteils 15, und bezeichnet „J_i“ ein Trägheitsmoment des Hohlrads 25, das der Massekörper des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 ist. Ferner bezeichnet „θ₁“ einen Torsionswinkel des Antriebsbauteils 11, bezeichnet „θ₂“ einen Torsionswinkel des Zwischenbauteils 12, bezeichnet „θ₃“ einen Torsionswinkel des angetriebenen Bauteils 15. Außerdem bezeichnet „k₁“ eine kombinierte Federkonstante der Mehrzahl von ersten Federn SP1, die parallel zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Zwischenbauteil 12 arbeiten, bezeichnet „k₂“ eine kombinierte Federkonstante der Mehrzahl von zweiten Federn SP2, die parallel zwischen dem Zwischenbauteil 12 und dem angetriebenen Bauteil 15 arbeiten. Zudem bezeichnet „λ“ ein Übersetzungsverhältnis des Planetengetriebes 21 (einen Wälzkreisdurchmesser der Außenzähne 15t (Sonnenrad)/einen Wälzkreisdurchmesser der Innenzähne 25t des Hohlrads 25), das in dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 enthalten ist, d.h. ein Verhältnis einer Drehzahl des Hohlrads 25 oder des Massekörpers in Bezug auf eine Drehzahl des angetriebenen Bauteils 15, und „T“ bezeichnet ein Eingangsdrehmoment, das auf das Antriebsbauteil von dem Motor EG übertragen wird. [Math. 2]
Zudem haben die Erfinder angenommen, dass das Eingangsdrehmoment T periodisch geschwungen wird, wie durch Gleichung (1), die oben angegeben wurde, gezeigt ist, und haben auch angenommen, dass der Torsionswinkel θ₁ des Antriebsbauteils 11, der Torsionswinkel θ₂ des Zwischenbauteils 12 und der Torsionswinkel θ₃ des angetriebenen Bauteils 15 periodisch angesprochen (geschwungen) werden, wie durch Gleichung (3), die unten angegeben ist, gezeigt ist. In Gleichungen (1) und (3) bezeichnet „ω“ eine Winkelfrequenz in der periodischen Schwankung (Schwingung) des Eingangsdrehmoments T. In Gleichung (3) bezeichnet „Θ₁“ eine Amplitude der Schwingung (Schwingungsamplitude, d.h. maximalen Torsionswinkel) des Antriebsbauteils 11, die während Übertragung des Drehmoments von dem Motor EG erzeugt wird, bezeichnet „Θ₂“ eine Amplitude von Schwingung (Schwingungsamplitude) des Zwischenbauteils 12, die während Übertragung des Drehmoments von dem Motor EG auf das Antriebsbauteil 11 erzeugt wird, und bezeichnet „Θ₃“ eine Amplitude von Schwingung (Schwingungsamplitude) des angetriebenen Bauteils 15, die während Übertragung des Drehmoments von dem Motor EG auf das Antriebsbauteil 11 erzeugt wird. Unter derartigen Annahmen wird eine Identität von Gleichung (4), die unten angegeben ist, durch Substituieren von Gleichungen (1) und (3) in Gleichung (2) und Eliminieren von „sinωt“ von beiden Seiten erhalten. [Math. 3]
In Gleichung (4) bedeutet dies, wenn die Schwingungsamplitude Θ₃ des angetriebenen Bauteils 15 null ist, dass die Schwingung von dem Motor EG theoretisch vollständig durch die Dämpfervorrichtung 10 gedämpft wird und dass theoretisch keine Schwingung auf das Getriebe TM, die Antriebswelle und dergleichen, die dem angetriebenen Bauteil 15 nachgelagert gelegen sind, übertragen wird. Von diesem Standpunkt haben die Erfinder einen Konditionalausdruck von Gleichung (5) durch Lösen der Identität von Gleichung (4) in Bezug auf die Schwingungsamplitude Θ₃ und Festlegen von Θ₃ = 0 erhalten. Gleichung (5) ist eine quadratische Gleichung hinsichtlich des Quadrats der Winkelfrequenz ω² in der periodischen Schwankung des Eingangsdrehmoments T. Wenn das Quadrat der Winkelfrequenz ω² eine von zwei reellen Wurzeln (oder mehrfache Wurzel) von Gleichung (5) ist, werden die Schwingung von dem Motor EG, die von dem Antriebsbauteil 11 auf das angetriebene Bauteil 15 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird, und die Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 auf das angetriebene Bauteil 15 über den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 übertragen wird, gegeneinander aufgehoben, und die Schwingungsamplitude Θ₃ des angetriebenen Bauteils 15 wird theoretisch gleich null.
[Math. 4]

J₂·J_i·λ(1 + λ)·(ω²)² – J_i·λ(1 + λ)·(k₁ + k₂)·ω² + k₁·k₂ = 0 (5)

Dieses Analyseergebnis zeigt auf, dass eine Gesamtheit von zwei Antiresonanzpunkten (A1 und A2 in 5), die theoretisch null Schwingungsamplitude Θ₃ des angetriebenen Bauteils 15 vorsehen, in der Dämpfervorrichtung 10, die das Zwischenbauteil 12 aufweist und dementsprechend zwei Spitzenwerte, d.h. eine Resonanz in dem Drehmoment, das über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird, aufweist, wie in 5 gezeigt ist, festgelegt werden kann. Die Dämpfervorrichtung 10 kann somit die Schwingung des angetriebenen Bauteils 15 durch Gleichmachen der Amplitude der Schwingung des ersten Drehmomentübertragungswegs TP1 zu der Amplitude der Schwingung des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 in der entgegengesetzten Phase an zwei Punkten, die den zwei Resonanzen, die in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 auftreten, entsprechen, signifikant effektiv dämpfen.
Zudem tritt in der Dämpfervorrichtung 10 die Resonanz des Zwischenbauteils 12 in dem Stadium auf, wo die Drehzahl des Antriebsbauteils 11 eher höher als eine Drehzahl wird, die der Frequenz bei einem Antiresonanzpunkt A1 einer niedrigeren Drehzahlseite (niedrigeren Frequenzseite) entspricht. Die Amplitude der Schwingung, die von den zweiten Federn SP2 auf das angetriebene Bauteil 15 übertragen wird, ändert sich von Abnehmen zu Zunehmen, bevor die Drehzahl des Antriebsbauteils 11 (Motors EG) eine Drehzahl erreicht, die der relativ niedrigen Eigenfrequenz des Zwischenbauteils 12 entspricht, wie durch eine Einpunktstrichpunktlinienkurve in 5 gezeigt ist. Selbst wenn die Amplitude der Schwingung, die von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 auf das angetriebene Bauteil 15 übertragen wird, mit einer Zunahme an Drehzahl des Antriebsbauteils 11 graduell erhöht wird (wie durch eine Zweipunktstrichpunktlinienkurve in 5 gezeigt ist), weitet dies einen Bereich, wo die Schwingung, die von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 auf das angetriebene Bauteil 15 übertragen wird, zumindest einen Teil der Schwingung, die von den zweiten Federn SP2 auf das angetriebene Bauteil 15 übertragen wird, aufhebt, aus. Dies resultiert in weiterem Verbessern der Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung 10 in einem relativ niedrigen Drehzahlbereich des Antriebsbauteils 11.
Ein Fahrzeug, das mit dem Motor EG als die Quelle eines Erzeugens von Leistung zum Fahren ausgestattet ist, kann so ausgebildet sein, dass es eine Überbrückungsdrehzahl Nlup der Überbrückungskupplung 8 (Drehzahl zu der Zeit ersten Koppelns des Motors EG mit der Dämpfervorrichtung 10 nach einem Start des Motors EG und die niedrigste aus einer Mehrzahl von Überbrückungsdrehzahlen; mit anderen Worten minimale Drehzahl in einem Drehzahlbereich, wo das Drehmoment von dem Antriebsbauteil 11 durch den Drehmomentübertragungsweg TP1 auf das angetriebene Bauteil 15 übertragen wird) weiter verringert und das Drehmoment von dem Motor EG zu einem früheren Zeitpunkt mechanisch auf das Getriebe TM überträgt, so dass die Leistungsübertragungseffizienz zwischen dem Motor EG und dem Getriebe TM verbessert wird und dadurch ferner der Kraftstoffverbrauch des Motors EG verbessert wird. Die Schwingung, die von dem Motor EG über die Überbrückungskupplung 8 auf das Antriebsbauteil 11 übertragen wird, nimmt jedoch in einem niedrigen Drehzahlbereich von etwa 500 UpM bis 1500 UpM, der wahrscheinlich als ein Bereich der Überbrückungsdrehzahl Nlup festgelegt wird, zu. Das Schwingungsniveau nimmt insbesondere in einem Fahrzeug, das mit einem Motor mit einer kleineren Anzahl von Zylindern, wie beispielsweise einem Dreizylindermotor oder Vierzylindermotor, ausgestattet ist, signifikant zu. Dementsprechend besteht zum Unterdrücken von Übertragung einer großen Schwingung auf das Getriebe TM usw. während oder unmittelbar nach Eingriff der Überbrückung ein Bedarf, das Schwingungsniveau der gesamten Dämpfervorrichtung 10 (angetriebenes Bauteil 15), die dazu ausgebildet ist, das Drehmoment (Schwingung) von dem Motor EG unter Eingriff der Überbrückung auf das Getriebe TM zu übertragen, in einem Drehzahlbereich von etwa der Überbrückungsdrehzahl Nlup zu reduzieren.
Durch Berücksichtigen des Vorhergehenden haben die Erfinder die Dämpfervorrichtung 10 basierend auf der vorherbestimmten Überbrückungsdrehzahl Nlup der Überbrückungskupplung 8 derart ausgebildet, dass sie den Antiresonanzpunkt A1 der niedrigeren Drehzahlseite (niedrigeren Frequenzseite) ausbildet, wenn die Drehzahl Ne des Motors EG in dem Bereich von 500 UpM bis 1500 UpM (in dem erwarteten Festlegungsbereich der Überbrückungsdrehzahl Nlup) ist. Zwei Lösungen ω₁ und ω₂ von Gleichung (5), die oben angegeben wurde, können als Gleichungen (6) und (7), die unten angegeben sind, gemäß der quadratischen Formel erhalten werden und erfüllen ω₁ < ω₂. Eine Frequenz fa₁ an dem Antiresonanzpunkt A1 der niedrigeren Drehzahlseite (niedrigeren Frequenzseite) (die nachfolgend als „minimale Frequenz“ bezeichnet wird) wird durch Gleichung (8), die unten angegeben ist, ausgedrückt, und eine Frequenz fa₂ an einem Antiresonanzpunkt A2 auf der höheren Drehzahlseite (höheren Frequenzseite) (fa₂ > fa₁) wird durch Gleichung (9), die unten angegeben ist, ausgedrückt. Eine Drehzahl Nea₁ des Motors EG, die der minimalen Frequenz fa₁ entspricht, wird als Nea₁ = (120/n)·fa₁ ausgedrückt, wo „n“ die Anzahl von Zylindern des Motors EG bezeichnet. [Math. 5]
Dementsprechend werden die kombinierte Federkonstante k₁ der Mehrzahl von ersten Federn SP1, die kombinierte Federkonstante k₂ der Mehrzahl von zweiten Federn SP2, das Trägheitsmoment J₂ des Zwischenbauteils 12 (das bestimmt wird, indem die Trägheitsmomente des Turbinenrads 5 und dergleichen, die so gekoppelt sind, dass sie integral gedreht werden, berücksichtigt (aufsummiert) werden) und das Trägheitsmoment J_i des Hohlrads 25, das der Massekörper des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 ist, in der Dämpfervorrichtung 10 so ausgewählt und festgelegt, dass sie Ausdruck (10), der unten angegeben ist, erfüllen. Genauer gesagt werden in der Dämpfervorrichtung 10 die Federkonstanten k₁ und k₂ der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2, das Trägheitsmoment J₂ des Zwischenbauteils 12, das Trägheitsmoment J_i des Hohlrads 25 und das Übersetzungsverhältnis λ des Planetengetriebes 21 basierend auf der obigen minimalen Frequenz fa₁ (und der Überbrückungsdrehzahl Nlup) bestimmt. Wenn die Dämpfervorrichtung 10 entworfen wird, kann ein Trägheitsmoment des Ritzels 23 in der Praxis ignoriert werden, wie in Gleichungen (2)–(9) gezeigt ist, und kann in der obigen Gleichung (2) und dergleichen berücksichtigt werden. Ferner können die Federkonstanten k₁ und k₂ der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2, das Trägheitsmoment J₂ des Zwischenbauteils 12, das Trägheitsmoment J_i des Hohlrads 25, das Übersetzungsverhältnis λ des Planetengetriebes 21 und das Trägheitsmoment des Ritzels 23 basierend auf der obigen minimalen Frequenz fa₁ (und der Überbrückungsdrehzahl Nlup) bestimmt werden.
[Math. 6]

500UpM ≤ 120 / nfa₁ ≤ 1500 UpM (10)

Wie oben beschrieben wurde, kann der Antiresonanzpunkt A1 der niedrigeren Drehzahlseite, der wahrscheinlich theoretisch null Schwingungsamplitude Θ₃ des angetriebenen Bauteils 15 vorsieht (der wahrscheinlich die Schwingungsamplitude Θ₃ weiter verringert), in dem niedrigen Drehzahlbereich von 500 UpM bis 1500 UpM (in dem erwarteten Festlegungsbereich der Überbrückungsdrehzahl Nlup) festgelegt werden. Dies resultiert in einem Erlauben der Überbrückung (Kopplung des Motors EG mit dem Antriebsbauteil 11) bei der niedrigeren Drehzahl.
Wenn die Dämpfervorrichtung 10 dazu ausgebildet ist, Ausdruck (10) zu erfüllen, ist es vorzuziehen, die Federkonstanten k₁ und k₂ und die Trägheitsmomente J₂ und J_i derart auszuwählen und festzulegen, dass die Frequenz der Niedrigere-Drehzahl-(Niedrigere-Frequenz-)Seite-Resonanz (bei einem Resonanzpunkt R1), die in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 auftritt, auf den minimal möglichen Wert, der niedriger als die obige minimale Frequenz fa₁ ist, zu minimieren. Dies reduziert weiter die minimale Frequenz fa₁ und erlaubt die Überbrückung bei der noch niedrigeren Drehzahl.
Außerdem ermöglicht die Ausgestaltung, die imstande ist, zwei Antiresonanzpunkte A1 und A2 festzulegen, dass der Antiresonanzpunkt A1, der die minimale Frequenz (fa₁) zwischen den zwei Antiresonanzpunkten A1 und A2 aufweist, im Vergleich zu der Ausgestaltung, dass lediglich ein Antiresonanzpunkt festgelegt wird (die durch eine gestrichelte Linienkurve in 5 gezeigt ist), in Richtung auf die niedrigere Frequenzseite verschoben wird. Zudem ermöglicht, wie man aus 5 sehen kann, die Ausgestaltung, dass die zwei Antiresonanzpunkte A1 und A2 festgelegt werden, dass die Schwingung von dem Motor EG, die von dem Antriebsbauteil 11 auf das angetriebene Bauteil 15 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird (die durch die Einpunktstrichpunktlinienkurve in 5 gezeigt ist), durch die Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 auf das angetriebene Bauteil 15 über den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 übertragen wird (die durch die Zweipunktstrichpunktlinienkurve in 5 gezeigt ist), in einem relativ breiten Drehzahlbereich zwischen den zwei Antiresonanzpunkten A1 und A2 gedämpft wird.
Dies verbessert weiter die Schwingungsdämpfungswirkung der Dämpfervorrichtung 10 in dem niedrigeren Drehzahlbereich eines Überbrückungsbereichs, der wahrscheinlich die Schwingung von dem Motor EG erhöht. In der Dämpfervorrichtung 10 wird bei dem Auftreten der zweiten Resonanz (Resonanz, wie durch den Resonanzpunkt R2 in 5 gezeigt ist) das Zwischenbauteil 12 in der zu jener des angetriebenen Bauteils 15 entgegengesetzten Phase geschwungen. Wie durch die Einpunktstrichpunktlinienkurve in 5 gezeigt ist, wird die Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 auf das angetriebene Bauteil 15 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird, identisch zu der Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 auf das angetriebene Bauteil 15 über den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 übertragen wird.
In der Dämpfervorrichtung 10, die wie oben beschrieben ausgebildet ist, gibt es zum weiteren Verbessern der Schwingungsdämpfungsleistung um die Überbrückungsdrehzahl Nlup herum einen Bedarf, die Überbrückungsdrehzahl Nlup und die Drehzahl Ne des Motors EG, die dem Resonanzpunkt R2 entspricht, geeignet zu trennen. Dementsprechend ist es, wenn die Dämpfervorrichtung 10 dazu ausgebildet ist, Ausdruck (10) zu erfüllen, vorzuziehen, die Federkonstanten k₁ und k₂ und die Trägheitsmomente J₂ und J_i derart auszuwählen und festzulegen, dass sie Nlup ≤ (120/n)·fa₁ (= Nea₁) erfüllen. Dies bringt die Überbrückung durch die Überbrückungskupplung 8 in Eingriff, während eine Übertragung der Schwingung auf die Eingangswelle IS des Getriebes TM effektiv unterdrückt wird. Dies ermöglicht auch, dass die Schwingung von dem Motor EG unmittelbar nach Eingriff der Überbrückung bemerkenswert effektiv durch die Dämpfervorrichtung 10 gedämpft wird.
Wie oben beschrieben wurde, verbessert ein Entwerfen der Dämpfervorrichtung 10 basierend auf der Frequenz (minimalen Frequenz) fa₁ bei dem Antiresonanzpunkt A1 bemerkenswert effektiv die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung 10. Gemäß den Studien und Analysen der Erfinder ist bestätigt worden, dass, wenn die Überbrückungsdrehzahl Nlup auf beispielsweise einen Wert von etwa 1000 UpM festgelegt wird, die Dämpfervorrichtung 10, die dazu ausgebildet ist, beispielsweise 900 UpM ≤ (120/n)·fa₁ ≤ 1200 UpM zu erfüllen, die bemerkenswert effektiven Ergebnisse in der Praxis vorsieht.
Andererseits ist es notwendig, sowohl eine Hysterese des ersten Drehmomentübertragungswegs TP1 mit dem Zwischenbauteil 12, den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 als auch eine Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 so weit wie möglich zu verringern, so dass eine tatsächliche Schwingungsamplitude des angetriebenen Bauteils 15 um die Antiresonanzpunkte A1 und A2 herum verringert wird. D.h., in der Dämpfervorrichtung 10 ist es notwendig, sowohl eine Phasenverschiebung einer Schwingung, die auf das angetriebene Bauteil 15 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird, welche Phasenverschiebung durch die Hysterese der ersten und zweiten Federn SP1 und SP2 bewirkt wird, als auch eine Phasenverschiebung einer Schwingung, die auf das angetriebene Bauteil 15 über den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 übertragen wird, welche Phasenverschiebung durch die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 bewirkt wird, zu verringern.
Daher ist in der Dämpfervorrichtung 10 das angetriebene Bauteil 15, das als das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 arbeitet, mit den Außenzähnen 15t, die radial außerhalb der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2, die das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 übertragen, gelegen sind, vorgesehen. D.h., die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 sind radial innerhalb des Planetengetriebes 21 des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 angeordnet. Dementsprechend wird die Zentrifugalkraft, die auf die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 ausgeübt wird, reduziert, so dass dadurch eine Reibungskraft (Gleitwiderstand), die auftritt, wenn die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 durch die Zentrifugalkraft gegen die Federstützabschnitte 121s und 122s gedrückt werden, verringert wird. Infolgedessen wird die Hysterese der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 in der Dämpfervorrichtung 10 zufriedenstellend verringert.
Außerdem kann ein Energieverlust, der durch die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 bewirkt wird, als Jh = ΔT· θ ausgedrückt werden. Hierin bezeichnet „Jh“ Energieverlust, der durch die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 bewirkt wird, bezeichnet „ΔT“ eine Drehmomentdifferenz, d.h. eine Differenz zwischen dem Drehmoment, das auf das angetriebene Bauteil 15 (Sonnenrad) von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 übertragen wird, wenn eine relative Verschiebung zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 zunimmt, und einem Drehmoment, das auf das angetriebene Bauteil 15 (Sonnenrad) von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 übertragen wird, wenn die relative Verschiebung zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem angetriebenen Bauteil 15 abnimmt, und bezeichnet „θ“ einen Torsionswinkel des Antriebsbauteils 11 relativ zu dem angetriebenen Bauteil 15. Ferner kann der Energieverlust Jh als Jh = μ·Fr·x ausgedrückt werden. Hierin bezeichnet „μ“ einen Koeffizienten dynamischer Reibung zwischen dem Hohlrad 25 und dem Ritzel 23, bezeichnet „Fr“ eine vertikale Last (Axialkraft), die auf das Hohlrad 25 beispielsweise gemäß einem Druck in der Fluidkammer 9 ausgeübt wird, und bezeichnet „x“ eine Gleitstrecke des Hohlrads 25 in Bezug auf das Ritzel 23.
Dementsprechend ist eine Beziehung ΔT·θ = μ·Fr·x erfüllt. Durch Differenzieren beider Seiten des Relationalausdrucks nach der Zeit, wird eine Beziehung ΔT·dθ/dt = μ·Fr·dx/dt abgeleitet. Die Drehmomentdifferenz ΔT oder die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 kann somit als ΔT = μ·Fr·(dx/dt)/(dθ/dt) ausgedrückt werden. Der Zeitdifferenzialwert dx/dt der Gleitstrecke x auf der rechten Seite des Relationalausdrucks, der die Drehmomentdifferenz ΔT zeigt, zeigt eine Relativgeschwindigkeit Vrp zwischen dem Hohlrad 25 und den Ritzeln 23. Die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 wird somit kleiner, wenn die Relativgeschwindigkeit Vrp zwischen dem Hohlrad 25 und den Ritzeln 23, die das Hohlrad 25 abstützen, d.h. eine Relativgeschwindigkeit zwischen dem Massekörper und einem Stützbauteil, das eine axiale Bewegung des Massekörpers einschränkt, kleiner wird.
Wenn das Hohlrad 25 oder der Massekörper von beiden Seiten durch das erste und das zweite Eingangsscheibenbauteil 111 und 112 des Antriebsbauteils 11 oder des Trägers des Planetengetriebes 21 abgestützt wird, hängt die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 von einer Relativgeschwindigkeit Vrc zwischen dem Hohlrad 25 und dem Antriebsbauteil 11 ab. 6 zeigt die Relativgeschwindigkeit Vrc zwischen dem Hohlrad 25 und dem Antriebsbauteil 11, wenn das Antriebsbauteil 11 in dem Winkel θ in Bezug auf das angetriebene Bauteil 15 verdreht wird. Wie in 6 gezeigt ist, ist die Relativgeschwindigkeit Vrc um den Innenumfang des Hohlrads 25 herum relativ groß und wird von dem Innenumfang zu dem Außenumfang des Hohlrads 25 größer. Die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 wird nicht günstig verringert, wenn das Hohlrad 25 oder der Massekörper von beiden Seiten durch das erste und das zweite Eingangsscheibenbauteil 111 und 112 abgestützt wird.
Andererseits laufen die Ritzel 23 bei einer Umfangsgeschwindigkeit Vp um, die identisch zu einer Umfangsgeschwindigkeit des ersten und des zweiten Eingangsscheibenbauteils 111 und 112 oder des Trägers ist, und drehen sich um den Ritzelschaft 24. Die Relativgeschwindigkeit Vrp zwischen dem Hohlrad 25 und dem Ritzel 23 wird um eine Eingriffsposition (einen Punkt auf einer gestrichelten Linie in 6 und 7) zwischen dem Innenzahn 25t des Hohlrads 25 und dem Zahnradzahn 23t des Ritzels 23 herum im Wesentlichen null. Wie durch einen weißen Pfeil in 7 dargestellt ist, wird die Relativgeschwindigkeit Vrp zwischen dem Hohlrad 25 und dem Ritzel 23 signifikant kleiner als die Relativgeschwindigkeit Vrc zwischen dem Hohlrad 25 und dem Antriebsbauteil 11 (Träger) und kleiner als die Relativgeschwindigkeit (nicht gezeigt) zwischen dem Hohlrad 25 und dem angetriebenen Bauteil 15 (Sonnenrad). In der Dämpfervorrichtung 10, in der die axiale Bewegung des Hohlrads 25 oder des Massekörpers durch die Ritzel 23 des Planetengetriebes 21 eingeschränkt wird, wie durch eine durchgezogene Linie in 8 dargestellt ist, wird die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20, das heißt die Drehmomentdifferenz ΔT, im Vergleich zu einem Abstützen des Hohlrads 25 von beiden Seiten durch das erste und zweite Eingangsscheibenbauteil 111 und 112 (siehe eine gestrichelte Linie in 8) zufriedenstellend verringert.
In dieser Ausführungsform weist das Hohlrad 25 die zwei Seitenscheiben 251 (abgestützten Abschnitte) auf, die an jeder der Seitenflächen des Zahnradkörpers 250 in einer derartigen Weise befestigt sind, dass die Innenumfangsoberfläche jeder Seitenscheibe 251 geringfügig innerhalb von Spitzen der Innenzähne 25t gelegen ist. Ferner wird die axiale Bewegung des Hohlrads 25 durch zumindest die Seitenfläche von Zahnradzähnen 23t der Ritzel 23 eingeschränkt. Dementsprechend kann die axiale Bewegung des Hohlrads 25 durch die Ritzel 23 an der Eingriffsposition zwischen dem Innenzahn 25t und dem Zahnradzahn 23t, wo die Relativgeschwindigkeit Vrp zwischen dem Hohlrad 25 und dem Ritzel 23 im Wesentlichen null wird, eingeschränkt werden, so dass dadurch die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 zufriedenstellend verringert wird.
Wie oben beschrieben wurde, verringert die Dämpfervorrichtung 10 sowohl die Hysterese in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 als auch die Hysterese in dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 zufriedenstellend, so dass sie dadurch die tatsächliche Schwingungsamplitude des angetriebenen Bauteils 15 um die Antiresonanzpunkte A1 und A2 herum günstig verringert. Daher wird die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung 10 mit dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 durch Gleichmachen (Näherbringen) der Frequenz fa₁ des Antiresonanzpunkts A1 der niedrigeren Drehzahlseite zu einer Frequenz einer Schwingung (Resonanz), die durch die Dämpfervorrichtung zu dämpfen ist, in dem obigen Bereich und Gleichmachen (Näherbringen) der Frequenz fa₂ des Antiresonanzpunkts A2 auf der höheren Drehzahlseite zu einer Frequenz der anderen Schwingung (Resonanz), die durch die Dämpfervorrichtung zu dämpfen ist, effektiv verbessert. Ferner wird die Schwingungsdämpfungsleistung des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 durch Verringern der Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20, wie oben beschrieben worden ist, vorteilhaft verbessert.
In der Dämpfervorrichtung 10 sind das angetriebene Bauteil 15 oder das Sonnenrad, die Mehrzahl von Ritzeln 23 und das Hohlrad 25 so angeordnet, dass sie in der radialen Richtung betrachtet zumindest teilweise mit den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 (und der inneren Feder SPi) in der axialen Richtung der Dämpfervorrichtung 10 überlappen. Diese Ausgestaltung verkürzt weiter die axiale Länge der Dämpfervorrichtung 10 und erhöht weiter das Trägheitsmoment des Hohlrads 25, indem das Hohlrad 25 auf der Außenumfangsseite der Dämpfervorrichtung 10 angeordnet wird, während eine Zunahme des Gewichts des Hohlrads 25, das als der Massekörper des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 arbeitet, unterdrückt wird, so dass dadurch ermöglicht wird, dass das Trägheitsmoment effizient erhalten wird.
Ferner wird in der Dämpfervorrichtung 10 die Drehzahl des Hohlrads 25 oder des Massekörpers durch die Wirkung des Planetengetriebes 21 derart erhöht, dass sie höher als die Drehzahl des Antriebsbauteils 11 (Trägers) ist. Dies reduziert das Gewicht des Hohlrads 25 oder des Massekörpers, während das Trägheitsmoment, das auf das angetriebene Bauteil 15 von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 ausgeübt wird, effektiv sichergestellt wird. Dies verbessert auch die Flexibilität bei einer Ausgestaltung des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 und der gesamten Dämpfervorrichtung 10. Der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 (Planetengetriebe 21) kann jedoch dazu ausgebildet sein, die Drehzahl des Hohlrads 25 gemäß dem Betrag des Trägheitsmoments des Hohlrads 25 (Massekörpers) so zu verringern, dass sie niedriger als die Drehzahl des Antriebsbauteils 11 ist. Ferner kann das Planetengetriebe 21 ein Doppelritzeltypplanetengetriebe sein. Außerdem können der Außenzahn 15t des angetriebenen Bauteils 15, der Zahnradzahn 23t des Ritzels 23 und der Innenzahn 25t des Hohlrads 25 ein Helixzahn mit einer Helixflankenlinie oder ein Zahn mit einer geraden Flankenlinie sein.
Wie oben beschrieben wurde, ermöglicht die Ausgestaltung, dass zwei Antiresonanzpunkte A1 und A2 festgelegt werden, dass der Antiresonanzpunkt A1 in Richtung auf die niedrigere Frequenz verschoben wird. Abhängig von der Spezifikation des Fahrzeugs, des Motors usw., die mit der Dämpfervorrichtung 10 ausgestattet sind, kann die mehrfache Wurzel von Gleichung (5) (= 1/2π·√{(k₁ + k₂)/(2·J₂)} auf die obige minimale Frequenz fa₁ festgelegt werden. Ein Bestimmen der Federkonstanten k₁ und k₂ der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 und des Trägheitsmoments J₂ des Zwischenbauteils 12 basierend auf der mehrfachen Wurzel von Gleichung (5) verbessert auch die Schwingungsdämpfungswirkung der Dämpfervorrichtung 10 in dem niedrigeren Drehzahlbereich des Überbrückungsbereichs, der wahrscheinlich die Schwingung von dem Motor EG erhöht, wie durch die gestrichelte Linienkurve in 5 gezeigt ist.
In der Dämpfervorrichtung 10, die oben beschrieben wurde, werden Federn, die die identische Spezifikation (Federkonstante) aufweisen, für die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 eingesetzt. Dies ist jedoch nicht einschränkend. Die Federkonstanten k₁ und k₂ der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 können voneinander verschieden sein (k₁ > k₂ oder k₁ < k₂). Dies erhöht weiter den Wert des √-Ausdrucks (Diskriminante) in Gleichungen (6) und (8) und vergrößert weiter das Intervall zwischen den zwei Antiresonanzpunkten A1 und A2, was somit die Schwingungsdämpfungswirkung der Dämpfervorrichtung in dem niedrigen Frequenzbereich (niedrigen Drehzahlbereich) weiter verbessert. In diesem Fall kann die Dämpfervorrichtung 10 mit einem Anschlag vorgesehen sein, der dazu ausgebildet ist, die Auslenkung einer der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 (beispielsweise einer mit der niedrigeren Steifigkeit) einzuschränken.
Wie oben beschrieben wurde, weist das Hohlrad 25 des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 zwei Seitenscheiben 251 auf, die jeweils an dem Zahnradkörper 250 in einer derartigen Weise befestigt sind, dass die Innenumfangsoberfläche jeder Seitenscheibe 251 geringfügig innerhalb von Spitzen der Innenzähne 25t gelegen ist. Jedoch kann jede der zwei Seitenscheiben 251 an dem Zahnradkörper 250 in einer derartigen Weise befestigt sein, dass die Innenumfangsoberfläche jeder Seitenscheibe 251 radial innerhalb von Gründen der Innenzähne 25t und radial außerhalb des Ritzelschafts 24, der das Ritzel 23 abstützt, gelegen ist. Ferner kann ein Durchmesser des Radialstützabschnitts 230s des Ritzels 23 (Zahnradkörpers 230) ebenfalls reduziert werden, so dass er kleiner als der obige Durchmesser ist. Nämlich kann die Innenumfangsoberfläche jeder Seitenscheibe 251 des Hohlrads 25 nahe dem Ritzelschaft 24 ausgebildet werden, so dass die axiale Bewegung des Hohlrads 25 durch die Ritzel 23 zufriedenstellend eingeschränkt wird.
Zum Einschränken der axialen Bewegung des Hohlrads 25 durch die Ritzel 23 kann das Ritzel 23 mit einem Paar von Stützabschnitten vorgesehen sein, die beispielsweise eine ringförmige Form aufweisen und radial außerhalb von beiden Seiten der Zahnradzähne 23t vorstehen, und die Seitenscheiben 251 können von dem Hohlrad 25 weggelassen werden. In einer derartigen Ausgestaltung können die Stützabschnitte des Ritzels 23 derart ausgebildet sein, dass sie zumindest der Seitenfläche der Innenzähne 25t des Hohlrads 25 oder einem Abschnitt der Seitenfläche des Zahnradkörpers 250 gegenüberliegen.
Wie in einer Dämpfervorrichtung 10X einer Startvorrichtung 1X, die in 9 gezeigt ist, kann ein Zwischenbauteil 12X mit dem Turbinenrad 5 so, dass es integral gedreht wird, gekoppelt sein, anstatt das angetriebene Bauteil 15X mit dem Turbinenrad 5 so, dass es integral gedreht wird, zu koppeln. Diese Ausgestaltung erlaubt eine weitere Zunahme des wesentlichen Trägheitsmoment J₂ des Zwischenbauteils 12X (gesamte Trägheitsmomente des Zwischenbauteils 12X, des Turbinenrads 5 und dergleichen). In dieser Ausgestaltung kann, wie man aus der Gleichung (8) sieht, die Frequenz fa₁ des Antiresonanzpunkts A1 weiter reduziert werden, so dass der Antiresonanzpunkt A1 auf der noch niedrigeren Drehzahlseite (noch niedrigeren Frequenzseite) festgelegt wird.
In den Dämpfervorrichtungen 10, 10X, kann das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Antriebsbauteil 11 gekoppelt (integriert) sein, und die angetriebenen Bauteile 15, 15X können dazu ausgebildet sein, als der Träger des Planetengetriebes 21 zu arbeiten. Ferner kann in den Dämpfervorrichtungen 10, 10X das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit den Zwischenbauteilen 12, 12X gekoppelt (integriert) sein, und das Antriebsbauteil 11 oder die angetriebenen Bauteile 15, 15X können dazu ausgebildet sein, als der Träger des Planetengetriebes 21 zu arbeiten. Außerdem können in den Dämpfervorrichtungen 10, 10X die Zwischenbauteile 12, 12X dazu ausgebildet sein, als der Träger des Planetengetriebes 21 zu arbeiten, und das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 kann mit dem Antriebsbauteil 11 oder den angetriebenen Bauteilen 15, 15X gekoppelt (integriert) sein.
10 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung 1Y mit einer Dämpfervorrichtung 10Y gemäß einer anderen Ausführungsform der Offenbarung darstellt. Unter den Bestandteilen der Startvorrichtung 1Y und der Dämpfervorrichtung 10Y werden die zu jenen der Startvorrichtung 1 und der Dämpfervorrichtung 10, die oben beschrieben wurden, selben Bestandteile durch dieselben Bezugszeichen ausgedrückt, und ihre wiederholte Beschreibung wird weggelassen.
Die Dämpfervorrichtung 10Y, die in 10 gezeigt ist, weist ein Antriebsbauteil (Eingangselement) 11Y, ein Zwischenbauteil (Zwischenelement) 12Y und ein angetriebenes Bauteil (Ausgangselement) 15Y als Drehelemente auf. Die Dämpfervorrichtung 10Y weist auch eine Mehrzahl von ersten Federn (ersten elastischen Körpern) SP1, die dazu ausgebildet sind, das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11Y und dem Zwischenbauteil 12Y zu übertragen, und eine Mehrzahl von zweiten Federn (zweiten elastischen Körpern) SP2, die dazu ausgebildet sind, jeweils in Reihe mit den entsprechenden ersten Federn SP1 zu arbeiten und das Drehmoment zwischen dem Zwischenbauteil 12Y und dem angetriebenen Bauteil 15Y zu übertragen, als Drehmomentübertragungselemente (elastische Drehmomentübertragungskörper) auf. Die Mehrzahl von ersten Federn (ersten elastischen Körpern) SP1, das Zwischenbauteil 12Y und die Mehrzahl von zweiten Federn (zweiten elastischen Körpern) SP2 bilden einen Drehmomentübertragungsweg TP zwischen dem Antriebsbauteil 11Y und dem angetriebenen Bauteil 15Y aus. Wie in der Figur gezeigt ist, ist das Zwischenbauteil 12Y mit dem Turbinenrad 5 so gekoppelt, dass es integral gedreht wird. Wie durch eine Zweipunktstrichpunktlinie in 10 gezeigt ist, kann jedoch das Turbinenrad 5 mit einem von dem Antriebsbauteil 11Y und dem angetriebenen Bauteil 15Y gekoppelt sein.
Wie der obige Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 weist ein Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Y das Einzelritzeltypplanetengetriebe 21 auf und ist parallel zu dem Drehmomentübertragungsweg TP zwischen dem Antriebsbauteil 11Y und dem angetriebenen Bauteil 15Y angeordnet. In dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Y ist das Antriebsbauteil 11Y (erstes und zweites Eingangsscheibenbauteil 111 und 112) dazu ausgebildet, die Mehrzahl der Ritzel 23 drehbar abzustützen, so dass es als der Träger des Planetengetriebes 21 arbeitet. Das angetriebene Bauteil 15Y ist dazu ausgebildet, Außenzähne 15t aufzuweisen und als das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 zu arbeiten. In dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Y wird die axiale Bewegung des Hohlrads 25 oder des Massekörpers durch das Ritzel 23 eingeschränkt.
Die Dämpfervorrichtung 10Y weist ferner einen ersten Anschlag ST1, der dazu ausgebildet ist, die relative Drehung des Antriebsbauteils 11Y zu dem Zwischenbauteil 12Y, d.h. eine Auslenkung der ersten Federn SP1 einzuschränken, und einen zweiten Anschlag ST2, der dazu ausgebildet ist, die relative Drehung des Zwischenbauteils 12Y zu dem angetriebenen Bauteil 15Y, d.h. eine Auslenkung der zweiten Federn SP2 einzuschränken, auf. Einer von dem ersten Anschlag ST1 und dem zweiten Anschlag ST2 ist dazu ausgebildet, die relative Drehung des Antriebsbauteils 11Y zu den Zwischenbauteil 12Y oder die relative Drehung des Zwischenbauteils 12Y zu dem angetriebenen Bauteil 15Y einzuschränken, wenn das Eingangsdrehmoment in das Antriebsbauteil 11Y ein vorherbestimmtes Drehmoment T1 erreicht, das kleiner als ein Drehmoment T2 ist, das einem maximalen Torsionswinkel θmax der Dämpfervorrichtung 10Y entspricht, und der Torsionswinkel des Antriebsbauteils 11Y relativ zu dem angetriebenen Bauteil 15Y gleich oder größer als ein vorherbestimmter Winkel θref wird. Der andere von dem ersten Anschlag ST1 und dem zweiten Anschlag ST2 ist dazu ausgebildet, die relative Drehung des Zwischenbauteils 12Y zu dem angetriebenen Bauteil 15Y oder die relative Drehung des Antriebsbauteils 11Y zu den Zwischenbauteil 12Y einzuschränken, wenn das Eingangsdrehmoment in das Antriebsbauteil 11Y das Drehmoment T2 erreicht.
Diese Ausgestaltung erlaubt die Auslenkungen der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2, bis einer von dem ersten und dem zweiten Anschlag ST1 und ST2 einsetzt. Wenn einer von dem ersten und dem zweiten Anschlag ST1 und ST2 einsetzt, wird die Auslenkung einer der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 eingeschränkt. Wenn sowohl der erste als auch der zweite Anschlag ST1 und ST2 einsetzen, werden die Auslenkungen sowohl der ersten als auch der zweiten Federn SP1 und SP2 eingeschränkt. Die Dämpfervorrichtung 10Y weist dementsprechend zweischrittige (zweistufige) Dämpfungseigenschaften auf. Der erste Anschlag ST1 oder der zweite Anschlag ST2 kann derart ausgebildet sein, dass er die relative Drehung des Antriebsbauteils 11Y zu dem angetriebenen Bauteil 15Y einschränkt.
Die Dämpfervorrichtung 10Y, die wie oben beschrieben ausgebildet ist, sieht die zu jenen der Dämpfervorrichtung 10, die oben beschrieben wurde, ähnlichen Vorgänge und vorteilhaften Wirkungen vor. In der Dämpfervorrichtung 10Y kann eine der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 auf der Außenseite in der radialen Richtung der anderen in Abständen in der Umfangsrichtung angeordnet sein. Genauer gesagt kann beispielsweise die Mehrzahl von ersten Federn SP1 in einem außenumfansseitigen Bereich in der Fluidgetriebekammer 9 in Abständen in der Umfangsrichtung angeordnet sein. Die Mehrzahl von zweiten Federn SP2 kann auf der Innenseite in der radialen Richtung der Mehrzahl von ersten Federn SP1 in Abständen in der Umfangsrichtung angeordnet sein. In dieser Ausgestaltung können die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 so angeordnet sein, dass sie in der radialen Richtung betrachtet zumindest teilweise miteinander überlappen.
In der Dämpfervorrichtung 10Y kann das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Antriebsbauteil 11Y gekoppelt (integriert) sein, und das angetriebene Bauteil 15Y kann dazu ausgebildet sein, als der Träger des Planetengetriebes 21 zu arbeiten. Außerdem kann in der Dämpfervorrichtung 10Y das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Zwischenbauteil 12Y gekoppelt (integriert) sein, und das Antriebsbauteil 11Y oder das angetriebene Bauteil 15Y kann dazu ausgebildet sein, als der Träger des Planetengetriebes 21 zu arbeiten. Außerdem kann in der Dämpfervorrichtung 10Y das Zwischenbauteil 12Y dazu ausgebildet sein, als der Träger des Planetengetriebes 21 zu arbeiten, und das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 kann mit dem Antriebsbauteil 11Y oder dem angetriebenen Bauteil 15Y gekoppelt (integriert) sein.
11 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung 1Z mit einer Dämpfervorrichtung 10Z gemäß noch einer anderen Ausführungsform der Offenbarung darstellt. Unter den Bestandteilen der Startvorrichtung 1Z und der Dämpfervorrichtung 10Z werden die zu jenen der Startvorrichtung 1 und der Dämpfervorrichtung 10, die oben beschrieben wurden, selben Bestandteile durch dieselben Bezugszeichen ausgedrückt, und ihre wiederholte Beschreibung wird weggelassen.
Die Dämpfervorrichtung 10Z, die in 11 gezeigt ist, weist ein Antriebsbauteil (Eingangselement) 11Z, ein erstes Zwischenbauteil (erstes Zwischenelement) 13, ein zweites Zwischenbauteil (zweites Zwischenelement) 14 und ein angetriebenes Bauteil (Ausgangselement) 15Z als Drehelemente auf. Die Dämpfervorrichtung 10Z weist auch eine Mehrzahl von ersten Federn (ersten elastischen Körpern) SP1', die dazu ausgebildet sind, das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11Z und dem ersten Zwischenbauteil 13 zu übertragen, eine Mehrzahl von zweiten Federn (zweiten elastischen Körpern) SP2', die dazu ausgebildet sind, das Drehmoment zwischen dem ersten Zwischenbauteil 13 und den zweiten Zwischenbauteil 14 zu übertragen, und eine Mehrzahl von dritten Federn (dritten elastischen Körpern) SP3, die dazu ausgebildet sind, das Drehmoment zwischen dem zweiten Zwischenbauteil 14 und dem angetriebenen Bauteil 15Z zu übertragen, als Drehmomentübertragungselemente (elastische Drehmomentübertragungskörper) auf. Die Mehrzahl von ersten Federn (ersten elastischen Körpern) SP1', das erste Zwischenbauteil 13, die Mehrzahl von zweiten Federn (zweiten elastischen Körpern) SP2', das zweite Zwischenbauteil 14 und die Mehrzahl von dritten Federn SP3 bilden einen Drehmomentübertragungsweg TP zwischen dem Antriebsbauteil 11Z und dem angetriebenen Bauteil 15Z aus. Wie die Rotationsträgheitsmassedämpfer 20, 20Y weist ein Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Z das Einzelritzeltypplanetengetriebe 21 auf und ist parallel zu dem Drehmomentübertragungsweg TP zwischen dem Antriebsbauteil 11Z und dem angetriebenen Bauteil 15Z angeordnet. Das erste Zwischenbauteil 13 ist mit dem Turbinenrad 5 so gekoppelt, dass es integral gedreht wird. Wie durch eine Zweipunktstrichpunktlinie in 11 gezeigt ist, kann das Turbinenrad 5 jedoch mit einem von dem Antriebsbauteil 11Z und dem angetriebenen Bauteil 15Z gekoppelt sein.
In der Dämpfervorrichtung 10Z mit dem ersten und dem zweiten Zwischenbauteil 13 und 14 treten drei Resonanzen in dem Drehmomentübertragungsweg TP auf, wenn die Auslenkungen aller der ersten bis dritten Federn SP1', SP2' und SP3 zugelassen werden. Genauer gesagt tritt eine Resonanz der gesamten Dämpfervorrichtung 10Z in dem Drehmomentübertragungsweg TP durch die Schwingungen des Antriebsbauteils 11Z und des angetriebenen Bauteils 15Z in den entgegengesetzten Phasen auf, wenn die Auslenkungen der ersten bis dritten Federn SP1', SP2' und SP3 zugelassen werden. Eine Resonanz tritt durch die Schwingungen des ersten und des zweiten Zwischenbauteils 13 und 14 in der zu sowohl dem Antriebsbauteil 11Z als auch dem angetriebenen Bauteil 15Z entgegengesetzten Phase auch in dem Drehmomentübertragungsweg TP auf, wenn die Auslenkungen der ersten bis dritten Federn SP1', SP2' und SP3 zugelassen werden. Eine Resonanz tritt ferner durch die Schwingung des ersten Zwischenbauteils 13 in der zu dem Antriebsbauteil 11Z entgegengesetzten Phase, die Schwingung des zweiten Zwischenbauteils 14 in der zu dem ersten Zwischenbauteil 13 entgegengesetzten Phase und die Schwingung des angetriebenen Bauteils 15Z in der zu dem zweiten Zwischenbauteil 14 entgegengesetzten Phase in dem Drehmomentübertragungsweg TP auf, wenn die Auslenkungen der ersten bis dritten Federn SP1', SP2' und SP3 zugelassen werden. Diese Ausgestaltung ermöglicht somit, dass eine Gesamtheit von drei Antiresonanzpunkten, wo die Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11Z auf das angetriebene Bauteil 15Z über den Drehmomentübertragungsweg TP übertragen wird, und die Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11Z auf das angetriebene Bauteil 15Z über den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Z übertragen wird, theoretisch einander aufheben, in der Dämpfervorrichtung 10Z festgelegt wird.
Unter den drei Antiresonanzpunkten, die wahrscheinlich theoretisch null Schwingungsamplitude des angetriebenen Bauteils 15Z vorsehen (die wahrscheinlich die Schwingungsamplitude weiter verringern), kann ein erster Antiresonanzpunkt der niedrigsten Drehzahl in dem niedrigen Drehzahlbereich von 500 UpM bis 1500 UpM (in dem erwarteten Festlegungsbereich der Überbrückungsdrehzahl Nlup) festgelegt werden. Dies verschiebt eine Resonanz, die die minimale Frequenz der Resonanzen, die in dem Drehmomentübertragungsweg TP auftreten, aufweist, in Richtung auf die niedrigere Drehzahlseite (in Richtung auf die niedrigere Frequenzseite), so dass sie in einem Nichtüberbrückungsbereich der Überbrückungskupplung 8 enthalten ist. Dies resultiert in einem Erlauben der Überbrückung bei der niedrigeren Drehzahl und einem bemerkenswert effektiven Verbessern der Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung 10Z in dem niedrigen Drehzahlbereich, der wahrscheinlich die Schwingung von dem Motor EG erhöht. Die Dämpfervorrichtung 10Z kann einen zweiten Antiresonanzpunkt der höheren Drehzahlseite (höheren Frequenzseite) als den ersten Antiresonanzpunkt gleich (näher zu) beispielsweise einem Resonanzpunkt (einer Frequenz davon) der Eingangswelle IS des Gebriebes TM machen oder kann einen dritten Antiresonanzpunkt der höheren Drehzahlseite (höheren Frequenzseite) als der zweite Antiresonanzpunkt gleich (näher zu) beispielsweise einem Resonanzpunkt (einer Frequenz davon) in der Dämpfervorrichtung 10Z machen, so dass sie das Auftreten derartiger Resonanzen effektiv unterdrückt.
Die Dämpfervorrichtung 10Z kann derart ausgebildet sein, dass sie drei oder mehr Zwischenbauteile in dem Drehmomentübertragungsweg TP aufweist. Das Turbinenrad 5 kann mit dem zweiten Zwischenbauteil 14 gekoppelt sein oder kann mit einem von dem Antriebsbauteil 11Z und dem angetriebenen Bauteil 15Z gekoppelt sein, wie durch eine Zweipunktstrichpunktlinie in 11 gezeigt ist. In der Dämpfervorrichtung 10Z kann das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Antriebsbauteil 11Z gekoppelt (integriert) sein, und das angetriebene Bauteil 15Z kann dazu ausgebildet sein, als der Träger des Planetengetriebes 21 zu arbeiten. Ferner kann in der Dämpfervorrichtung 10Z das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem ersten Zwischenbauteil 13 gekoppelt (integriert) sein. Das erste Zwischenbauteil 13 kann dazu ausgebildet sein, als der Träger des Planetengetriebes 21 in der Dämpfervorrichtung 10Z zu arbeiten.
12 ist eine vergrößerte Ansicht, die einen anderen Rotationsträgheitsmassedämpfer 20B darstellt, der auf die obigen Dämpfervorrichtungen 10, 10X, 10Y und 10Z anwendbar ist. Unter den Bestandteilen des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20B werden die zu jenen des obigen Rotationsträgheitsmassedämpfers 20, der oben beschrieben wurde, selben Bestandteile durch dieselben Bezugszeichen ausgedrückt und ihre wiederholte Beschreibung wird weggelassen.
Das Planetengetriebe 21B des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20B ist durch das angetriebene Bauteil 15, das Außenzähne 15t in dem Außenumfang davon aufweist, so dass es als ein Sonnenrad arbeitet, das erste und das zweite Eingangsscheibenbauteil 111 und 112, die die Mehrzahl von Ritzeln 23B, die respektive mit den Außenzähnen 15t ineinandergreifen, drehbar abstützen, so dass sie als ein Träger arbeiten, und ein Hohlrad 25B, das konzentrisch mit dem angetriebenen Bauteil 15 (15t) oder dem Sonnenrad angeordnet ist und Innenzähne 25t aufweist, die mit dem jeweiligen Ritzel 23B ineinandergreifen, ausgebildet. Die Außenzähne 15t des angetriebenen Bauteils 15 sind radial außerhalb der ersten Feder SP1, der zweiten Feder SP2 und der inneren Feder (nicht gezeigt) gelegen. In der Fluidkammer überlappen das angetriebene Bauteil 15 oder das Sonnenrad, die Mehrzahl von Ritzeln 23B und das Hohlrad 25B in der radialen Richtung der Dämpfervorrichtung betrachtet zumindest teilweise miteinander in der axialen Richtung.
Wie in 12 gezeigt ist, sind die Ritzel 23B des Planetengetriebes 21B dazu ausgebildet, einen ringförmigen Zahnradkörper 230, der Zahnradzähne (Außenzähne) 23t in einem Außenumfang davon aufweist, und eine Mehrzahl von Nadellagern 231, die zwischen einer Innenumfangsoberfläche des Zahnradkörpers 230 und einer Außenumfangsoberfläche des Ritzelschafts 24 angeordnet sind, aufzuweisen. Das Hohlrad 25B ist ein Äquivalent zu dem obigen Hohlrad 25, aus dem die zwei Seitenscheiben 251 und die Mehrzahl von Nieten weggelassen sind, und weist einen ringförmigen Abschnitt 250B oder den Massekörper und Innenzähne 25t, die auf einem Innenumfang des ringförmigen Abschnitts 250B ausgebildet sind, auf.
Wie in 12 gezeigt ist, sind Größerer-Durchmesser-Scheiben 238 auf beiden Seiten jedes Ritzels 23B in der axialen Richtung angeordnet. Eine Kleinerer-Durchmesser-Scheibe 239 mit kleinerem Durchmesser als jener der Größerer-Durchmesser-Scheiben 238 ist zwischen jeder Größerer-Durchmesser-Scheibe 238 und dem geflanschten Abschnitt 115f oder 116f (dem ersten oder dem zweiten Eingangsscheibenbauteil 111 oder 112 des Trägers) angeordnet. Ein Außendurchmesser der Größerer-Durchmesser-Scheibe 238 ist in einer derartigen Weise bestimmt, dass die Größerer-Durchmesser-Scheibe 238 der Seitenfläche des Ritzels 23B (Zahnradkörper 230) und der Seitenfläche der Innenzähne 25t des Hohlrads 25B gegenüberliegt, wenn jedes der Ritzel 23B mit den Innenzähnen 25t verzahnt ist. Genauer gesagt steht ein Außenumfangsabschnitt der Größerer-Durchmesser-Scheibe 238 radial außerhalb der Gründe von Innenzähnen 25t des Hohlrads 25B vor und liegt einem Abschnitt (Innenumfangsabschnitt) der Seitenfläche des ringförmigen Abschnitts 250B, der außerhalb der Gründe der Innenzähne 25t gelegen ist, gegenüber. In dieser Ausführungsform ist ein Außendurchmesser der Kleinerer-Durchmesser-Scheibe 239 kleiner als ein Fußkreis der Zahnradzähne 23t des Ritzels 23B, und ein Außenumfang der Kleinerer-Durchmesser-Scheibe 239 ist radial außerhalb der Nadellager 231 gelegen.
In dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20B mit der Ausgestaltung, die oben beschrieben wurde, sind die Außenzähne 15t des angetriebenen Bauteils 15 außerhalb der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 in der radialen Richtung der Dämpfervorrichtung gelegen. Dementsprechend wird die Zentrifugalkraft, die auf die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 ausgeübt wird, reduziert, so dass dadurch die Hysterese der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 zufriedenstellend verringert wird. Ferner wird in dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20B die axiale Bewegung des Hohlrads 25B, das als der Massekörper arbeitet, durch die Größere-Durchmesser-Scheiben 238, die auf beiden Seiten jedes Ritzels 23B in der axialen Richtung angeordnet sind, eingeschränkt. Dies verringert zufriedenstellend die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20B, d.h. die Drehmomentdifferenz ΔT im Vergleich zu einem Abstützen des Hohlrads 25B von beiden Seiten durch das erste und zweite Eingangsscheibenbauteil 111 und 112. Dementsprechend werden sowohl die Hysterese in dem Drehmomentübertragungsweg mit den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 als auch die Hysterese in dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20B zufriedenstellend verringert, so dass dadurch die tatsächliche Schwingungsamplitude des angetriebenen Bauteils 15 um die Antiresonanzpunkte A1 und A2 herum verringert wird. Daher wird die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung mit dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20B durch Gleichmachen (Näherbringen) der Frequenz fa₁ des Antiresonanzpunkts A1 der niedrigeren Drehzahlseite zu einer Frequenz einer Schwingung (Resonanz), die durch die Dämpfervorrichtung zu dämpfen ist, in dem obigen Bereich und Gleichmachen (Näherbringen) der Frequenz fa₂ des Antiresonanzpunkts A2 der höheren Drehzahlseite zu einer Frequenz der anderen Schwingung (Resonanz), die durch die Dämpfervorrichtung zu dämpfen ist, effektiv verbessert. D.h., die Dämpfervorrichtung mit dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20B sieht die zu jenen der Dämpfervorrichtung 10 und dergleichen, die oben beschrieben wurde, ähnlichen Vorgänge und vorteilhaften Wirkungen vor.
Ferner sind die Größerer-Durchmesser-Scheibe 238 und die Kleinerer-Durchmesser-Scheibe 239 zwischen dem jeweiligen Ritzel 23B und dem ersten oder dem zweiten Eingangsscheibenbauteil 111 oder 112 angeordnet, so dass die axiale Bewegung des Hohlrads 25B durch die Größerer-Durchmesser-Scheibe 238 eingeschränkt werden kann, während die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20B durch Verringern einer Relativgeschwindigkeit zwischen jedem Ritzel 23B und der Größerer-Durchmesser-Scheibe 238 verringert wird. In dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20B sind die Seitenscheiben und die Mehrzahl von Nieten aus dem Hohlrad 25B weggelassen, so dass dadurch die Anzahl von Teilen reduziert wird und ermöglicht wird, dass die Dämpfervorrichtung und der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20B kompakter (in der axialen Richtung) und leichter sind. Die Größerer-Durchmesser-Scheibe 238 und die Kleinerer-Durchmesser-Scheibe 239 können miteinander integriert werden.
Wie oben beschrieben worden ist, ist eine Dämpfervorrichtung (10, 10X, 10Y, 10Z) gemäß einem Aspekt der Offenbarung dazu ausgebildet, eine Mehrzahl von Drehelementen mit einem Eingangselement (11, 11Y, 11Z), auf das ein Drehmoment von einem Motor (EG) übertragen wird, und einem Ausgangselement (15, 15Y, 15Z), einen elastischen Körper (SP1, SP1', SP2, SP2', SP3), der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement (11, 11Y, 11Z) und dem Ausgangselement (15, 15Y, 15Z) zu übertragen, und einen Rotationsträgheitsmassedämpfer (20, 20Y, 20Z) mit einem Massekörper (25), der sich entsprechend relativer Drehung zwischen einem ersten Drehelement, das eines der Mehrzahl von Drehelementen ist, und einem zweiten, von dem ersten Drehelement verschiedenen Drehelement dreht, aufzuweisen. Der Rotationsträgheitsmassedämpfer (20, 20Y, 20Z) ist dazu ausgebildet, ein Planetengetriebe (21) aufzuweisen, das ein Sonnenrad (15, 15t, 15Y, 15Z), das so angeordnet ist, dass es sich integral mit dem ersten Element dreht, einen Träger (11, 111, 112), der eine Mehrzahl von Ritzeln (23) drehbar abstützt und so angeordnet ist, dass er sich integral mit dem zweiten Element dreht, und ein Hohlrad (25), das mit der Mehrzahl von Ritzeln (23) verzahnt ist und als der Massekörper arbeitet, aufweist. Außenzähne (15t) des Sonnenrads sind so angeordnet, dass sie außerhalb des elastischen Körpers (SP1, SP1', SP2, SP2', SP3) in einer radialen Richtung der Dämpfervorrichtung (10, 10X, 10Y, 10Z) angeordnet sind. Das Sonnenrad (15, 15t, 15Y, 15Z), die Mehrzahl von Ritzeln (23) und das Hohlrad (25) sind so angeordnet, dass sie in der radialen Richtung betrachtet zumindest teilweise mit dem elastischen Körper (SP1, SP1', SP2, SP2', SP3) in einer axialen Richtung der Dämpfervorrichtung (10, 10X, 10Y, 10Z) überlappen. Eine Bewegung des Hohlrads (25) in der axialen Richtung wird durch die Mehrzahl von Ritzeln (23) eingeschränkt.
In der Dämpfervorrichtung dieses Aspekts hängt das Drehmoment, das auf das Ausgangselement über den elastischen Körper übertragen wird, von der Verschiebung des elastischen Körpers, der das Drehmoment auf das Ausgangselement überträgt, ab (ist proportional dazu). Der Rotationsträgheitsmassedämpfer arbeitet parallel zu dem elastischen Körper, der zwischen dem ersten Drehelement und dem zweiten Drehelement angeordnet ist. Das Drehmoment, das von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer auf das Ausgangselement übertragen wird, hängt von einer Differenz an Winkelbeschleunigung zwischen dem ersten Drehelement und dem zweiten Drehelement, d.h. einem Differenzialwert zweiter Ordnung der Verschiebung des elastischen Körpers, der zwischen dem ersten Drehelement und dem zweiten Drehelement angeordnet ist, ab (ist proportional dazu). Unter der Annahme, dass ein Eingangsdrehmoment, das auf das Eingangselement der Dämpfervorrichtung übertragen wird, periodisch geschwungen wird, wird die Phase der Schwingung, die von dem Eingangselement auf das Ausgangselement über den elastischen Körper übertragen wird, dementsprechend um 180 Grad zu der Phase der Schwingung, die von dem Eingangselement auf das Ausgangselement über den Rotationsträgheitsmassedämpfer übertragen wird, verschoben. D.h., die Dämpfervorrichtung dieses Aspekts ermöglicht, dass ein Antiresonanzpunkt, wo eine Schwingungsamplitude des Ausgangselements theoretisch gleich null wird, darin festgelegt wird.
Ferner sind die Außenzähne des Sonnenrads des Rotationsträgheitsmassedämpfers so angeordnet, dass sie außerhalb des elastischen Körpers in der radialen Richtung der Dämpfervorrichtung gelegen sind, welcher elastische Körper das Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement überträgt. Durch Anordnen des elastischen Körpers der Dämpfervorrichtung radial innerhalb des Planetengetriebes des Rotationsträgheitsmassedämpfers kann eine Zentrifugalkraft, die auf den elastischen Körper ausgeübt wird, reduziert werden, so dass dadurch eine Hysterese des elastischen Körpers verringert wird. Außerdem wird in der Dämpfervorrichtung die Bewegung des Hohlrads oder des Massekörpers des Rotationsträgheitsmassedämpfers in der axialen Richtung durch die Mehrzahl von Ritzeln eingeschränkt. Diese Ausgestaltung ermöglicht, dass eine Relativgeschwindigkeit zwischen dem Hohlrad und den Ritzeln, die miteinander verzahnt sind, kleiner als eine Relativgeschwindigkeit zwischen dem Hohlrad und dem Träger ist. Dementsprechend wird eine Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers im Vergleich zu einem Einschränken der Bewegung des Hohlrads in der axialen Richtung beispielsweise durch ein Bauteil, das als der Träger des Planetengetriebes arbeitet, zufriedenstellend verringert.
Infolgedessen verringert die Dämpfervorrichtung zufriedenstellend sowohl die Hysterese des elastischen Körpers als auch die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers, so dass sie dadurch die Schwingungsamplitude des Ausgangselements um den Antiresonanzpunkt herum verringert. Daher wird die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung durch Gleichmachen (Näherbringen) einer Frequenz des Antiresonanzpunkts zu einer Frequenz einer Schwingung (Resonanz), die durch die Dämpfervorrichtung zu dämpfen ist, effektiv verbessert. Die Schwingungsdämpfungsleistung des Rotationsträgheitsmassedämpfers wird durch Verringern der Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers vorteilhaft verbessert. Ferner sind in der Dämpfervorrichtung das Sonnenrad, die Mehrzahl von Ritzeln und das Hohlrad so angeordnet, dass sie in der radialen Richtung betrachtet zumindest teilweise mit dem elastischen Körper in der axialen Richtung der Dämpfervorrichtung überlappen. Diese Ausgestaltung verkürzt weiter die axiale Länge der Dämpfervorrichtung und erhöht weiter das Trägheitsmoment des Hohlrads oder des Massekörpers des Rotationsträgheitsmassedämpfers durch Anordnen des Hohlrads, während eine Zunahme des Gewichts des Hohlrads unterdrückt wird, so dass dadurch ermöglicht wird, dass ein Trägheitsmoment effizient erhalten wird.
Das Hohlrad (25) des Planetengetriebes (21) kann dazu ausgebildet sein, ein Paar von abgestützten Abschnitten (251) aufzuweisen, die so angeordnet sind, dass sie nach innen in der radialen Richtung vorstehen, so dass sie jeweils zumindest einer Seitenfläche des Ritzels (23) auf beiden Seiten der Innenzähne (25t) des Hohlrads (25) in der axialen Richtung gegenüberliegen. Dies ermöglicht, dass die axiale Bewegung des Hohlrads durch die Ritzel an der Eingriffsposition zwischen dem Hohlrad und dem Ritzel (dem Innenzahn und dem Zahnradzahn), wo die Relativgeschwindigkeit zwischen dem Hohlrad und dem Ritzel im Wesentlichen null wird, eingeschränkt wird, so dass dadurch die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers zufriedenstellend verringert wird.
Innenumfangsoberflächen der abgestützten Abschnitte (251) des Hohlrads (25) können so angeordnet sein, dass sie innerhalb von Zahngründen der Innenzähne (25t) in der radialen Richtung und außerhalb eines Ritzelschafts (24) in der radialen Richtung angeordnet sind, welcher Ritzelschaft (24) das Ritzel (23) abstützt. Dies ermöglicht, dass die axiale Bewegung des Hohlrads durch die Ritzel eingeschränkt wird.
Das Ritzel (23) kann dazu ausgebildet sein, ringförmige Radialstützabschnitte (230s), die auf beiden Seiten der Zahnradzähne (23t) des Ritzels (23) in der axialen Richtung vorstehen, an einer Innenumfangsseite von Zahngründen der Zahnradzähne (23t) in der radialen Richtung aufzuweisen. Die Innenumfangsoberflächen der abgestützten Abschnitte (251) des Hohlrads (25) werden in der radialen Richtung durch die Radialstützabschnitte (230s) des Ritzels (23) abgestützt. Dies ermöglicht, dass das Hohlrad, das als der Massekörper des Rotationsträgheitsmassedämpfers arbeitet, genau ausgerichtet wird, so dass es sich problemlos dreht.
Eine Dämpfervorrichtung (10, 10X, 10Y, 10Z) gemäß einem anderen Aspekt der Offenbarung ist dazu ausgebildet, eine Mehrzahl von Drehelementen mit einem Eingangselement (11, 11Y, 11Z), auf das ein Drehmoment von einem Motor (EG) übertragen wird, und einem Ausgangselement (15, 15X, 15Y, 15Z), einen elastischen Körper (SP1, SP1', SP2, SP2', SP3), der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement (11, 11Y, 11Z) und dem Ausgangselement (15, 15X, 15Y, 15Z) zu übertragen, und einen Rotationsträgheitsmassedämpfer (20B) mit einem Massekörper (25B), der sich entsprechend relativer Drehung zwischen einem ersten Drehelement, das eines der Mehrzahl von Drehelementen ist, und einem zweiten, von dem ersten Drehelement verschiedenen Drehelement dreht, aufzuweisen. Der Rotationsträgheitsmassedämpfer (20B) ist dazu ausgebildet, ein Planetengetriebe (21B) aufzuweisen, das ein Sonnenrad (15, 15t, 15X, 15Y, 15Z), das so angeordnet ist, dass es sich integral mit dem ersten Element dreht, einen Träger (11, 111, 112), der eine Mehrzahl von Ritzeln (23B) drehbar abstützt und so angeordnet ist, dass er sich integral mit dem zweiten Element dreht, und ein Hohlrad (25B), das mit der Mehrzahl von Ritzeln (23B) verzahnt ist und als der Massekörper arbeitet, aufweist. Außenzähne (15t) des Sonnenrads (15, 15t, 15X, 15Y, 15Z) sind so angeordnet, dass sie außerhalb des elastischen Körpers (SP1, SP1', SP2, SP2', SP3) in einer radialen Richtung der Dämpfervorrichtung (10, 10X, 10Y, 10Z) angeordnet sind. Das Sonnenrad (15, 15t, 15Y, 15X, 15Z), die Mehrzahl von Ritzeln (23B) und das Hohlrad (25B) sind so angeordnet, dass sie in der radialen Richtung betrachtet zumindest teilweise mit dem elastischen Körper (SP1, SP1', SP2, SP2', SP3) in einer axialen Richtung der Dämpfervorrichtung (10, 10X, 10Y, 10Z) überlappen. Scheiben (238, 239) sind auf beiden Seiten jedes Ritzels (23B) in einer axialen Richtung angeordnet. Eine Bewegung des Hohlrads (25B) in der axialen Richtung wird durch die Scheiben (238, 239) eingeschränkt.
Die Dämpfervorrichtung dieses Aspekts ermöglicht ebenfalls, dass ein Antiresonanzpunkt, wo eine Schwingungsamplitude des Ausgangselements theoretisch gleich null wird, darin festgelegt wird. Ferner sind die Außenzähne des Sonnenrads des Rotationsträgheitsmassedämpfers so angeordnet, dass sie außerhalb des elastischen Körpers in der radialen Richtung der Dämpfervorrichtung gelegen sind, welcher elastische Körper ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement überträgt. Dementsprechend wird eine Zentrifugalkraft, die auf den elastischen Körper ausgeübt wird, reduziert, so dass dadurch eine Hysterese des elastischen Körpers verringert wird. Außerdem wird in der Dämpfervorrichtung die Bewegung des Hohlrads oder des Massekörpers des Rotationsträgheitsmassedämpfers in der axialen Richtung durch die Scheiben, die auf beiden Seiten jedes Ritzels in einer axialen Richtung angeordnet sind, eingeschränkt. Dementsprechend wird eine Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers im Vergleich zu einem Einschränken der Bewegung des Hohlrads in der axialen Richtung beispielsweise durch ein Bauteil, das als der Träger des Planetengetriebes arbeitet, zufriedenstellend verringert. Infolgedessen verringert die Dämpfervorrichtung zufriedenstellend sowohl die Hysterese des elastischen Körpers als auch die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers, so dass sie dadurch die Schwingungsamplitude des Ausgangselements um den Antiresonanzpunkt herum verringert. Daher wird die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung mit dem Rotationsträgheitsmassedämpfer durch Gleichmachen (Näherbringen) einer Frequenz des Antiresonanzpunkts zu einer Frequenz einer Schwingung (Resonanz), die durch die Dämpfervorrichtung zu dämpfen ist, effektiv verbessert.
Die Scheibe kann eine Größerer-Durchmesser-Scheibe (238), die so angeordnet ist, dass sie einer Seitenfläche des Ritzels (23B) und Seitenflächen von Innenzähnen (25t) des Hohlrads (25B) gegenüberliegt, und eine Kleinerer-Durchmesser-Scheibe (239), die zwischen der Größerer-Durchmesser-Scheibe (238) und dem Träger (11, 111, 112) angeordnet ist, aufweisen. Ein Durchmesser der Kleinerer-Durchmesser-Scheibe (239) kann kleiner als jener der Größerer-Durchmesser-Scheibe (238) sein. Dies ermöglicht, dass die axiale Bewegung des Hohlrads durch die Größerer-Durchmesser-Scheibe eingeschränkt wird, während die Hysterese des Rotationsträgheitsmassedämpfers durch Verringern einer Relativgeschwindigkeit zwischen jedem Ritzel und der Größerer-Durchmesser-Scheibe verringert wird.
Die Mehrzahl von Drehelementen kann ein Zwischenelement (12, 12X, 12Y) aufweisen. Der elastische Körper kann einen ersten elastischen Körper (SP1), der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement (11, 11Y) und dem Zwischenelement (12, 12X, 12Y) zu übertragen, und einen zweiten elastischen Körper (SP2), der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Zwischenelement (12, 12X, 12Y) und dem Ausgangselement (15, 15X, 15Y) zu übertragen, aufweisen. Das erste Drehelement kann eines von dem Eingangselement (11, 11Y) und dem Ausgangselement (15, 15X, 15Y) sein. Das zweite Drehelement kann das andere von dem Eingangselement (11, 11Y) und dem Ausgangselement (15, 15X, 15Y) sein. In der Dämpfervorrichtung treten zwei Resonanzen in einem Drehmomentübertragungsweg mit dem Zwischenelement, dem ersten und dem zweiten elastischen Körper auf, wenn Auslenkungen des ersten und des zweiten elastischen Körpers zugelassen werden. Dementsprechend ermöglicht die Dämpfervorrichtung dieses Aspekts zwei Antiresonanzpunkte, die oben beschrieben wurden. Daher wird die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung durch Gleichmachen (Näherbringen) von Frequenzen der zwei Antiresonanzpunkte zu Frequenzen von Schwingungen (Resonanzen), die durch die Dämpfervorrichtung zu dämpfen sind, effektiv verbessert. Ferner kann durch Ermöglichen, dass die zwei Antiresonanzpunkte festgelegt werden, der Antiresonanzpunkt, der die minimale Frequenz aus der Mehrzahl von Antiresonanzpunkten aufweist, in Richtung auf die niedrigere Frequenzseite verschoben werden, und die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung kann in einem breiteren Drehzahlbereich verbessert werden.
Das Eingangselement (11, 11Y) kann dazu ausgebildet sein, zwei Eingangsscheibenbauteile (111, 112) aufzuweisen, die so angeordnet sind, dass sie einander in der axialen Richtung derart gegenüberliegen, dass sie die Mehrzahl von Ritzeln (23) abstützen, welche zwei Eingangsscheibenbauteile (111, 112) als der Träger arbeiten. Das Ausgangselement (15, 15X, 15Y) ist ein einzelnes Ausgangsscheibenbauteil, das zwischen den zwei Eingangsscheibenbauteilen (111, 112) in der axialen Richtung angeordnet ist und dazu ausgebildet ist, die Außenzähne (15t) in einem Außenumfang davon zum Arbeiten als das Sonnenrad aufzuweisen. Das Zwischenelement (12, 12X, 12Y) kann dazu ausgebildet sein, zwei Zwischenscheibenbauteile (121, 122) aufzuweisen, zwischen denen mindestens eines von dem Eingangselement (11, 11Y) und dem Ausgangselement (15, 15X, 15Y) angeordnet ist. Diese Ausgestaltung unterdrückt eine Zunahme einer axialen Länge der Dämpfervorrichtung, die mit einer Installation des Rotationsträgheitsmassedämpfers und des Zwischenbauteils einhergeht.
Zumindest Federkonstanten (k₁, k₂) des ersten und des zweiten elastischen Körpers (SP1, SP2) und Trägheitsmomente (J₂, J_i) des Zwischenelements (12, 12X, 12Y) und des Hohlrads (25) können basierend auf einer minimalen Frequenz (fa₁) von Frequenzen von Antiresonanzpunkten, die null Schwingungsamplitude des Ausgangselements (15, 15X, 15Y) vorsehen, bestimmt werden.
Leistung von einer Brennkraftmaschine (EG) kann auf das Eingangselement (11, 11Y) übertragen werden. Zumindest die Federkonstanten (k₁, k₂) des ersten und des zweiten elastischen Körpers (SP1, SP2) und die Trägheitsmomente (J₂, J_i) des Zwischenelements (12, 12X, 12Y) und des Hohlrads (25) können basierend auf der minimalen Frequenz (fa₁) des Antiresonanzpunkts (A1) und der Anzahl (n) von Zylindern der Brennkraftmaschine (EG) bestimmt werden.
Die Dämpfervorrichtung (10, 10X, 10Y) kann dazu ausgebildet sein, 500 UpM ≤ (120/n)·fa₁ ≤ 1500 UpM zu erfüllen, wo „fa₁“ die minimale Frequenz des Antiresonanzpunkts bezeichnet und „n“ die Anzahl von Zylindern der Brennkraftmaschine (EG) bezeichnet.
Ein Festlegen des Antiresonanzpunkts, das wahrscheinlich die Schwingungsamplitude des Ausgangselements in dem niedrigen Drehzahlbereich von 500 UpM bis 1500 UpM weiter verringert, erlaubt ein Koppeln des Motors mit dem Eingangselement bei der niedrigeren Drehzahl und verbessert ferner die Schwingungsdämpfungswirkung der Dämpfervorrichtung in einem niedrigen Drehzahlbereich, wo die Schwingung von dem Motor wahrscheinlich erhöht wird. Eine derartige Ausgestaltung der Dämpfervorrichtung, dass eine minimale Frequenz einer Resonanz, die in dem Drehmomentübertragungsweg auftritt, ein minimal möglicher Wert wird, der niedriger als die Frequenz fa₁ des Antiresonanzpunkts ist, reduziert weiter die Frequenz fa₁ des Antiresonanzpunkts und erlaubt ein Koppeln der Brennkraftmaschine mit dem Eingangselement bei der noch niedrigeren Drehzahl.
Die Dämpfervorrichtung (10, 10X, 10Y) kann dazu ausgebildet sein, Nlup ≤ (120/n)·fa₁ zu erfüllen, wo „Nlup“ eine Überbrückungsdrehzahl einer Überbrückungskupplung (8), die so angeordnet ist, dass sie die Brennkraftmaschine (EG) mit dem Eingangselement (11, 11Y) koppelt, bezeichnet. Dies ermöglicht, dass die Schwingung von der Brennkraftmaschine durch die Dämpfervorrichtung, wenn die Brennkraftmaschine mit dem Eingangselement durch die Überbrückungskupplung gekoppelt wird, und unmittelbar nach Eingriff der Überbrückung bemerkenswert effektiv gedämpft wird.
Die Dämpfervorrichtung (10, 10X, 10Y) kann dazu ausgebildet sein, 900 UpM ≤ (120/n)·fa₁ ≤ 1200 UpM zu erfüllen.
Die minimale Frequenz fa₁ des Antiresonanzpunkts (A1) kann durch die obige Gleichung (8) ausgedrückt werden. Wenn eine Gleichung „γ = 1/λ·(1 + λ)“ in der Gleichung (8) erfüllt ist, kann die Konstante γ gemäß einer Verbindungsausgestaltung von Drehelementen des Planetengetriebes mit dem Eingangselement, dem Zwischenelement und dem Ausgangselement und einem Übersetzungsverhältnis des Planetengetriebes bestimmt werden.
Der erste elastische Körper (SP1) kann eine Federkonstante (k₁) aufweisen, die identisch zu einer Federkonstante (k₂) des zweiten elastischen Körpers (SP2) ist.
Der erste elastische Körper (SP1) kann eine Federkonstante (k₁) aufweisen, die von einer Federkonstante (k₂) des zweiten elastischen Körpers (SP2) verschieden ist. Dies vergrößert das Intervall zwischen den zwei Antiresonanzpunkten und verbessert somit weiter die Schwingungsdämpfungswirkung der Dämpfervorrichtung in dem niedrigen Frequenzbereich (niedrigen Drehzahlbereich).
Die Dämpfervorrichtung (10, 10X, 10Y, 10Z) kann dazu ausgebildet sein, Auslenkungen des elastischen Körpers (SP1, SP1', SP2, SP2') nicht einzuschränken, bis ein Eingangsdrehmoment (T), das auf das Eingangselement (11, 11Y, 11Z) übertragen wird, gleich oder größer als ein vorherbestimmter Schwellwert (T1) wird. Der Schwellwert kann ein Drehmomentwert sein, der einem maximalen Torsionswinkel der Dämpfervorrichtung entspricht, und kann ein kleinerer Wert als der Wert sein, der dem maximalen Torsionswinkel entspricht.
Die Offenbarung ist nicht auf die obigen Ausführungsformen in irgendeinem Sinne beschränkt, sondern kann auf verschiedene Weisen innerhalb des Erstreckungsumfangs der Offenbarung verändert, geändert oder abgewandelt werden. Zudem sind die Ausführungsformen, die oben beschrieben wurden, lediglich konkrete Beispiele einiger Aspekte der Offenbarung, die in Zusammenfassung beschrieben wird, und sind nicht dazu gedacht, die Elemente der Offenbarung, die in Zusammenfassung beschrieben wird, zu beschränken.
Gewerbliche Anwendbarkeit
Die Techniken gemäß der Offenbarung sind beispielsweise auf das Gebiet einer Herstellung der Dämpfervorrichtung anwendbar.

Claims

Dämpfervorrichtung, die dazu ausgebildet ist, eine Mehrzahl von Drehelementen mit einem Eingangselement, auf das ein Drehmoment von einem Motor übertragen wird, und einem Ausgangselement, einen elastischen Körper, der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement zu übertragen, und einen Rotationsträgheitsmassedämpfer mit einem Massekörper, der sich entsprechend relativer Drehung zwischen einem ersten Drehelement, das eines der Mehrzahl von Drehelementen ist, und einem zweiten, von dem ersten Drehelement verschiedenen Drehelement dreht, aufzuweisen, bei der der Rotationsträgheitsmassedämpfer dazu ausgebildet ist, ein Planetengetriebe aufzuweisen, das ein Sonnenrad, das so angeordnet ist, dass es sich integral mit dem ersten Element dreht, einen Träger, der eine Mehrzahl von Ritzeln drehbar abstützt und so angeordnet ist, dass er sich integral mit dem zweiten Element dreht, und ein Hohlrad, das mit der Mehrzahl von Ritzeln verzahnt ist und als der Massekörper arbeitet, aufweist, bei der Außenzähne des Sonnenrads so angeordnet sind, dass sie außerhalb des elastischen Körpers in einer radialen Richtung der Dämpfervorrichtung angeordnet sind, bei der das Sonnenrad, die Mehrzahl von Ritzeln und das Hohlrad so angeordnet sind, dass sie in der radialen Richtung betrachtet zumindest teilweise mit dem elastischen Körper in einer axialen Richtung der Dämpfervorrichtung überlappen, und bei der eine Bewegung des Hohlrads in der axialen Richtung durch die Mehrzahl von Ritzeln eingeschränkt wird.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 1, bei der das Hohlrad des Planetengetriebes dazu ausgebildet ist, ein Paar von abgestützten Abschnitten, die so angeordnet sind, dass sie nach innen in der radialen Richtung vorstehen, so dass sie jeweils zumindest einer Seitenfläche des Ritzels gegenüberliegen, an beiden Seiten von Innenzähnen des Hohlrads in der axialen Richtung aufzuweisen.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 2, bei der Innenumfangsoberflächen der abgestützten Abschnitte des Hohlrads so angeordnet sind, dass sie innerhalb von Zahngründen der Innenzähne in der radialen Richtung und außerhalb eines Ritzelschafts in der radialen Richtung angeordnet sind, welcher Ritzelschaft das Ritzel abstützt.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 2 oder 3, bei der das Ritzel dazu ausgebildet ist, ringförmige Radialstützabschnitte, die auf beiden Seiten von Zahnradzähnen des Ritzels in der axialen Richtung vorstehen, an einer Innenumfangsseite von Zahngründen der Zahnradzähne in der radialen Richtung aufzuweisen, und bei der die Innenumfangsoberflächen der abgestützten Abschnitte des Hohlrads in der radialen Richtung durch die Radialstützabschnitte des Ritzels abgestützt werden.
Dämpfervorrichtung, die dazu ausgebildet ist, eine Mehrzahl von Drehelementen mit einem Eingangselement, auf das ein Drehmoment von einem Motor übertragen wird, und einem Ausgangselement, einen elastischen Körper, der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement zu übertragen, und einen Rotationsträgheitsmassedämpfer mit einem Massekörper, der sich entsprechend relativer Drehung zwischen einem ersten Drehelement, das eines der Mehrzahl von Drehelementen ist, und einem zweiten, von dem ersten Drehelement verschiedenen Drehelement dreht, aufzuweisen, bei der der Rotationsträgheitsmassedämpfer dazu ausgebildet ist, ein Planetengetriebe aufzuweisen, das ein Sonnenrad, das so angeordnet ist, dass es sich integral mit dem ersten Element dreht, einen Träger, der eine Mehrzahl von Ritzeln drehbar abstützt und so angeordnet ist, dass er sich integral mit dem zweiten Element dreht, und ein Hohlrad, das mit der Mehrzahl von Ritzeln verzahnt ist und als der Massekörper arbeitet, aufweist, bei der Außenzähne des Sonnenrads so angeordnet sind, dass sie außerhalb des elastischen Körpers in einer radialen Richtung der Dämpfervorrichtung angeordnet sind, bei der das Sonnenrad, die Mehrzahl von Ritzeln und das Hohlrad so angeordnet sind, dass sie in der radialen Richtung betrachtet zumindest teilweise mit dem elastischen Körper in einer axialen Richtung der Dämpfervorrichtung überlappen, bei der Scheiben auf beiden Seiten jedes Ritzels in axialer Richtung angeordnet sind, und bei der eine Bewegung des Hohlrads in der axialen Richtung durch die Scheiben eingeschränkt wird.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 5, bei der die Scheiben eine Größerer-Durchmesser-Scheibe, die so angeordnet ist, dass sie einer Seitenfläche des Ritzels und Seitenflächen von Innenzähnen des Hohlrads gegenüberliegt, und eine Kleinerer-Durchmesser-Scheibe, die zwischen der Größerer-Durchmesser-Scheibe und dem Träger angeordnet ist, aufweisen, bei der ein Durchmesser der Kleinerer-Durchmesser-Scheibe kleiner als jener der Größerer-Durchmesser-Scheibe ist.
Dämpfervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, bei der die Mehrzahl von Drehelementen ein Zwischenelement aufweist, bei der der elastische Körper einen ersten elastischen Körper, der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Zwischenelement zu übertragen, und einen zweiten elastischen Körper, der dazu ausgebildet ist, ein Drehmoment zwischen dem Zwischenelement und dem Ausgangselement zu übertragen, aufweist, und bei der das erste Drehelement eines von dem Eingangselement und dem Ausgangselement ist, und bei der das zweite Drehelement das andere von dem Eingangselement und dem Ausgangselement ist.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 7, bei der das Eingangselement dazu ausgebildet ist, zwei Eingangsscheibenbauteile aufzuweisen, die so angeordnet sind, dass sie einander in der axialen Richtung gegenüberliegen, so dass sie die Mehrzahl von Ritzeln drehbar abstützen, welche zwei Eingangsscheibenbauteile als der Träger arbeiten, bei der das Ausgangselement ein einzelnes Ausgangsscheibenbauteil ist, das zwischen den zwei Eingangsscheibenbauteilen in der axialen Richtung angeordnet ist und dazu ausgebildet ist, die Außenzähne in einem Außenumfang davon zum Arbeiten als das Sonnenrad aufzuweisen, und bei dem das Zwischenelement dazu ausgebildet ist, zwei Zwischenscheibenbauteile aufzuweisen, zwischen denen mindestens eines von dem Eingangselement und dem Ausgangselement in der axialen Richtung angeordnet ist.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 7 oder 8, bei der zumindest Federkonstanten des ersten und des zweiten elastischen Körpers und Trägheitsmomente des Zwischenelements und des Hohlrads basierend auf einer minimalen Frequenz von Frequenzen von Antiresonanzpunkten, die null Schwingungsamplitude des Ausgangselements vorsehen, bestimmt sind.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 9, bei der Leistung von einer Brennkraftmaschine auf das Eingangselement übertragen wird, und bei der zumindest die Federkonstanten des ersten und des zweiten elastischen Körpers und die Trägheitsmomente des Zwischenelements und des Hohlrads basierend auf der minimalen Frequenz des Antiresonanzpunkts und der Anzahl von Zylindern der Brennkraftmaschine bestimmt sind.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 10, bei der die Dämpfervorrichtung dazu ausgebildet ist, 500 UpM ≤ (120/n)·fa₁ ≤ 1500 UpM zu erfüllen, wo „fa₁“ die minimale Frequenz des Antiresonanzpunkts bezeichnet und „n“ die Anzahl von Zylindern der Brennkraftmaschine bezeichnet.
Dämpfervorrichtung nach entweder Anspruch 10 oder 11, bei der die Dämpfervorrichtung dazu ausgebildet ist, Nlup ≤ (120/n)·fa₁ zu erfüllen, wo „Nlup“ eine Überbrückungsdrehzahl einer Überbrückungskupplung, die so angeordnet ist, dass sie die Brennkraftmaschine mit dem Eingangselement koppelt, bezeichnet.
Dämpfervorrichtung nach entweder Anspruch 11 oder 12, bei der die Dämpfervorrichtung dazu ausgebildet ist, 900 UpM ≤ (120/n)·fa₁ ≤ 1200 UpM zu erfüllen.
Dämpfervorrichtung nach einem der Ansprüche 9 bis 13, bei der die minimale Frequenz fa₁ des Antiresonanzpunkts durch Gleichung (1) ausgedrückt wird: [Math. 1]
wo k₁ die Federkonstante des ersten elastischen Körpers bezeichnet, k₂ die Federkonstante des zweiten elastischen Körpers bezeichnet, J₂ das Trägheitsmoment des Zwischenelements bezeichnet, J_i das Trägheitsmoment des Hohlrads bezeichnet und γ eine Konstante bezeichnet, die gemäß einer Verbindungausgestaltung von Drehelementen des Planetengetriebes mit dem Eingangselement und dem Ausgangselement und einem Übersetzungsverhältnis des Planetengetriebes bestimmt ist.
Dämpfervorrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 13, bei der der erste elastische Körper eine Federkonstante aufweist, die identisch zu einer Federkonstante des zweiten elastischen Körpers ist.
Dämpfervorrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 13, bei der der erste elastische Körper eine Federkonstante aufweist, die von einer Federkonstante des zweiten elastischen Körpers verschieden ist.
Dämpfervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 16, bei der die Dämpfervorrichtung dazu ausgebildet ist, Auslenkungen des ersten elastischen Körpers nicht einzuschränken, bis ein Eingangsdrehmoment, das auf das Eingangselement übertragen wird, gleich oder größer als ein vorherbestimmter Schwellwert wird.