DE112017004158T5

DE112017004158T5 - Dämpfervorrichtung

Info

Publication number: DE112017004158T5
Application number: DE112017004158.9T
Authority: DE
Inventors: Takuya Yoshikawa; Aki Ogawa; Ryosuke Otsuka; Akiyoshi Kato; Yoichi OI; Masaki Wajima
Original assignee: Aisin AW Co Ltd; Aisin AW Industries Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd; Aisin AW Industries Co Ltd
Priority date: 2016-10-27
Filing date: 2017-08-24
Publication date: 2019-05-23
Also published as: JP2018071624A; US20190264773A1; WO2018079040A1; CN109891123A

Abstract

Eine Dämpfervorrichtung weist ein Eingangselement, an das ein Drehmoment von einem Motor übertragen wird; ein Zwischenelement; ein Ausgangselement; einen ersten elastischen Körper, der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Zwischenelement überträgt; einen zweiten elastischen Körper, der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Zwischenelement und dem Ausgangselement überträgt; einen Rotationsträgheitsmassedämpfer, der einen Massekörper, der sich entsprechend einer relativen Drehung zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement dreht, aufweist und der zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement angeordnet ist, so dass er parallel zu einem Drehmomentübertragungsweg ist, der den ersten elastischen Körper, das Zwischenelement und den zweiten elastischen Körper aufweist; und einen Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, eine Resonanz des Zwischenelements abzuschwächen, auf.

Description

Technisches Gebiet
Die vorliegende Offenbarung betrifft eine Dämpfervorrichtung mit einem elastischen Körper, der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen einem Eingangselement und einem Ausgangselement überträgt, und einem Rotationsträgheitsmassedämpfer.
Hintergrund
Eine herkömmlich bekannte Ausgestaltung dieser Dämpfervorrichtung weist eine erste Feder, die so angeordnet ist, dass sie ein Drehmoment zwischen einem Antriebsbauteil (Eingangselement) und einem Zwischenbauteil (Zwischenelement) überträgt; eine zweite Feder, die so angeordnet ist, dass sie ein Drehmoment zwischen dem Zwischenbauteil und einem Abtriebsbauteil (Ausgangselement) überträgt; und einen Rotationsträgheitsmassedämpfer, der parallel zu einem Drehmomentübertragungsweg, der das Zwischenbauteil, die erste Feder und die zweite Feder aufweist, vorgesehen ist und dazu ausgebildet ist, ein Sonnenrad als einen Massekörper, der sich mit einer relativen Drehung zwischen dem Antriebsbauteil und dem Abtriebsbauteil dreht, aufzuweisen, auf (wie beispielsweise in Patentliteratur 1 beschrieben wird). In dieser Dämpfervorrichtung verschiebt sich unter der Annahme, dass ein Eingangsdrehmoment, das von einem Motor an das Antriebsbauteil übertragen wird, periodisch schwingt, die Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil an das Abtriebsbauteil über den Drehmomentübertragungsweg übertragen wird, um 180 Grad von der Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil an das Abtriebsbauteil über den Rotationsträgheitsmassedämpfer übertragen wird. In dieser Dämpfervorrichtung ist ein Dämpfungsgrad ς des Zwischenbauteils, der basierend auf einem Trägheitsmoment des Zwischenbauteils und Steifigkeiten der ersten und der zweiten Feder bestimmt ist, geringer als ein Wert 1. In dem Drehmomentübertragungsweg, der das Zwischenelement aufweist, ist in dem Zustand, dass Auslenkungen des ersten und des zweiten elastischen Körpers erlaubt sind, eine Mehrzahl von Eigenfrequenzen (Resonanzfrequenzen) festgelegt, und eine Resonanz des Zwischenelements wird dazu gebracht, aufzutreten, wenn die Drehzahl des Eingangselements eine Drehzahl erreicht, die einer der Mehrzahl von Eigenfrequenzen entspricht. Infolgedessen ist diese Dämpfervorrichtung imstande, zwei Antiresonanzpunkte festzulegen, an denen die Schwingung, die von dem Eingangselement an das Ausgangselement über den Drehmomentübertragungsweg übertragen wird, und die Schwingung, die von dem Eingangselement an das Ausgangselement über den Rotationsträgheitsmassedämpfer übertragen wird, einander theoretisch aufheben. Die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung wird verbessert, indem die Frequenzen der zwei Antiresonanzpunkte gleich (oder näher an) der Frequenz einer Schwingung (Resonanz), die durch die Dämpfervorrichtung abzuschwächen ist, ausgebildet werden.
Zitierliste
Patentliteratur
Patentliteratur 1: WO 2016/104783 A
Zusammenfassung
In der Dämpfervorrichtung, die oben beschrieben wurde, macht es jedoch, wenn der Dämpfungsgrad ς des Zwischenbauteils gemäß dem Betrag eines Trägheitsmoments des Zwischenbauteils oder dergleichen abnimmt, dies schwierig, dass die Schwingung des Zwischenbauteils konvergiert, und erhöht die Amplitude der Resonanz des Zwischenbauteils. Die Zunahme in der Amplitude der Resonanz des Zwischenbauteils bewirkt eine Unzulänglichkeit eines Trägheitsdrehmoments, das von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer an das Ausgangselement übertragen wird, relativ zu der Resonanz. Es ist somit wahrscheinlich, zu versagen, das Schwingungsniveau in der Umgebung des Resonanzpunkts des Zwischenbauteils und des entsprechenden hochdrehungsseitigen (hochfrequenzseitigen) Antiresonanzpunkts ausreichend zu verringern.
Ein Hauptgegenstand der vorliegenden Offenbarung ist dementsprechend, die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung weiter zu verbessern.
Die vorliegende Offenbarung ist auf eine Dämpfervorrichtung gerichtet. Die Dämpfervorrichtung ist dazu ausgebildet, ein Eingangselement, an das ein Drehmoment von einem Motor übertragen wird; ein Zwischenelement; ein Ausgangselement; einen ersten elastischen Körper, der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Zwischenelement überträgt; und einen zweiten elastischen Körper, der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Zwischenelement und dem Ausgangselement überträgt, aufzuweisen. Die Dämpfervorrichtung weist ferner einen Rotationsträgheitsmassedämpfer, der einen Massekörper, der sich entsprechend einer relativen Drehung zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement dreht, aufweist und der zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement angeordnet ist, so dass er parallel zu einem Drehmomentübertragungsweg, der den ersten elastischen Körper, das Zwischenelement und den zweiten elastischen Körper aufweist, ist; und einen Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, eine Resonanz des Zwischenelements abzuschwächen, auf.
Die Dämpfervorrichtung dieses Aspekts ermöglicht, dass eine Mehrzahl von Eigenfrequenzen (Resonanzfrequenzen) hinsichtlich des Drehmomentübertragungswegs, der das Zwischenelement aufweist, in dem Zustand, dass Auslenkungen des ersten elastischen Körpers und des zweiten elastischen Körpers erlaubt sind, festgelegt wird, und ermöglicht, dass eine Resonanz des Zwischenelements auftritt, wenn die Drehzahl des Eingangselements eine Drehzahl, die einer der Mehrzahl von Eigenfrequenzen entspricht, erreicht. Die Dämpfervorrichtung dieses Aspekts ist somit imstande, zwei Antiresonanzpunkte festzulegen, an denen die Schwingung, die von dem Eingangselement an das Ausgangselement über den Drehmomentübertragungsweg übertragen wird, und die Schwingung, die von dem Eingangselement an das Ausgangselement über den Rotationsträgheitsmassedämpfer übertragen wird, einander theoretisch aufheben. Die Frequenzen der zwei Antiresonanzpunkte näher an der Frequenz der Schwingung (Resonanz), die durch die Dämpfervorrichtung abzuschwächen ist, auszubilden, verbessert dementsprechend die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung. Außerdem weist die Dämpfervorrichtung dieses Aspekts den Abschwächungsmechanismus auf, der dazu ausgebildet ist, die Resonanz des Zwischenelements abzuschwächen. Dies unterdrückt eine Zunahme an Amplitude der Resonanz des Zwischenelements und verringert effektiv das Schwingungsniveau in der Umgebung eines Resonanzpunkts des Zwischenelements und eines entsprechenden Antiresonanzpunkts durch ein Trägheitsdrehmoment, das von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer an das Ausgangselement übertragen wird. Infolgedessen verbessert diese Ausgestaltung weiter die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung.
Figurenliste

1 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung darstellt;
2 ist eine Schnittansicht, die die Startvorrichtung, die in 1 gezeigt ist, darstellt;
3 ist eine vergrößerte Schnittansicht, die einen Abschwächungsmechanismus, der in der Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung enthalten ist, darstellt;
4 ist eine Vorderansicht, die ein Reibungsbauteil des Abschwächungsmechanismus darstellt;
5 ist eine Vorderansicht, die ein Drängbauteil des Abschwächungsmechanismus darstellt;
6 ist eine vergrößerte Schnittansicht eines Hauptteils, die einen Rotationsträgheitsmassedämpfer, der in der Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung enthalten ist, darstellt;
7(a) und 7(b) sind Schaubilder, die Beziehungen zwischen einer Drehzahl eines Motors und einer Drehmomentschwankung T_Fluc eines Ausgangselements der Dämpfervorrichtung, die in 1 gezeigt ist, und dergleichen darstellen;
8 ist eine vergrößerte Schnittansicht, die eine andere Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung darstellt;
9 ist eine vergrößerte Schnittansicht, die eine andere Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung darstellt;
10 ist eine vergrößerte Schnittansicht, die eine andere Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung darstellt;
11 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer anderen Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung darstellt;
12 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer anderen Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung darstellt;
13 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer anderen Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung darstellt; und
14 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung mit einer anderen Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung darstellt.

Beschreibung von Ausführungsformen
Ausführungsformen der vorliegenden Offenbarung werden unten in Bezug auf Zeichnungen beschrieben.
1 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung 1 mit einer Dämpfervorrichtung 10 der vorliegenden Offenbarung darstellt. 2 ist eine Schnittansicht, die die Startvorrichtung 1 darstellt. Die Startvorrichtung 1, die in diesen Zeichnungen gezeigt ist, wird auf einem Fahrzeug, das mit einem Motor (Brennkraftmaschine) EG als eine Antriebsquelle ausgestattet ist, montiert und weist zusätzlich zu der Dämpfervorrichtung 10 beispielsweise eine Frontabdeckung 3 als ein Eingangsbauteil, das mit einer Kurbelwelle des Motors EG gekoppelt ist, zum Aufnehmen eines Drehmoments, das von dem Motor EG übertragen wird; ein Pumpenrad (eingangsseitiges Fluidgetriebeelement) 4, das an der Frontabdeckung 3 befestigt ist; ein Turbinenrad (ausgangsseitiges Fluidgetriebeelement) 5, das so angeordnet ist, dass es koaxial mit dem Pumpenrad 4 drehbar ist; eine Dämpfernabe 7 als ein Ausgangsbauteil, das mit der Dämpfervorrichtung 10 gekoppelt 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 auf.
In der Beschreibung unten bezeichnet eine „axiale Richtung“ grundsätzlich eine Ausdehnungsrichtung einer Mittelachse (axialen Mitte) der Startvorrichtung 1 oder der Dämpfervorrichtung 10, soweit es nicht anders angegeben ist. Eine „radiale Richtung“ bezeichnet grundsätzlich eine radiale Richtung der Startvorrichtung 1, der Dämpfervorrichtung 10 oder eines Drehelements der Dämpfervorrichtung 10 oder dergleichen oder, genauer gesagt, eine Ausdehnungsrichtung einer geraden Linie, die von der Mittelachse der Startvorrichtung 1 oder der Dämpfervorrichtung 10 in einer Richtung senkrecht zu der Mittelachse (in einer radialen Richtung) ausgedehnt ist, soweit es nicht anders angegeben ist. Eine „Umfangsrichtung“ bezeichnet grundsätzlich eine Umfangsrichtung der Startvorrichtung 1, der Dämpfervorrichtung 10 oder des Drehelements der Dämpfervorrichtung 10 oder dergleichen oder, mit anderen Worten, 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 dicht an der Frontabdeckung 3 befestigt ist, zum Definieren einer Fluidkammer 9, in der Hydrauliköl strömt; und eine Mehrzahl von Pumpenschaufeln 41, die auf einer inneren Oberfläche der Pumpenschale 40 platziert 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 platziert 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 (Arbeitsfluids) von dem Turbinenrad 5 zu dem Pumpenrad 4 angeordnet. Das Leitrad 6 weist eine Mehrzahl von Leitradschaufeln 60 auf, und 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 Strömungsweg) zum Zirkulieren des Hydrauliköls aus und dienen als ein Drehmomentwandler (Fluidgetriebevorrichtung), der eine Drehmomentverstärkungsfunktion aufweist. Das Leitrad 6 und die Freilaufkupplung 61 können aus der Startvorrichtung 1 weggelassen werden, und das Pumpenrad 4 und das Turbinenrad 5 können als eine Fluidkopplung dienen.
Die Überbrückungskupplung 8 ist als eine hydraulische Mehrscheibenkupplung zum Herstellen und Lösen einer Überbrückung, die die Frontabdeckung 3 mit der Dämpfernabe 7 über die Dämpfervorrichtung 10 koppelt, ausgebildet. Die Überbrückungskupplung 8 weist einen Überbrückungskolben 80, der durch ein Mittelstück 30, das an der Frontabdeckung 3 befestigt ist, so abgestützt wird, dass er in der axialen Richtung bewegbar ist; eine Kupplungstrommel 81; eine ringförmige Kupplungsnabe 82, die an einer inneren Oberfläche eines Seitenwandabschnitts 33 der Frontabdeckung 3 befestigt ist, so dass sie dem Überbrückungskolben 80 gegenüberliegt; eine Mehrzahl von ersten Reibungseingriffsplatten (Reibungsplatten, die Reibungsmaterialien auf jeweiligen Oberflächen davon aufweisen) 83, die in einem Keilprofil, das in einem Innenumfang der Kupplungstrommel 81 ausgebildet ist, angebracht sind; und eine Mehrzahl von zweiten Reibungseingriffsplatten (Trennplatten) 84, die in einem Keilprofil, das in einem Außenumfang der Kupplungsnabe 82 ausgebildet ist, angebracht sind, auf.
Die Überbrückungskupplung 8 weist auch ein ringförmiges Flanschbauteil (ölkammerdefinierendes Bauteil) 85, das an dem Mittelstück 30 der Frontabdeckung 3 montiert ist, so dass es auf der zu der Frontabdeckung 3 entgegengesetzten Seite relativ zu dem Überbrückungskolben 80 gelegen ist, d.h., dass es auf der Dämpfervorrichtung-10-Seite und der Turbinenrad-5-Seite des Überbrückungskolbens 80 gelegen ist; und eine Mehrzahl von Rückstellfedern 86, die zwischen der Frontabdeckung 3 und dem Überbrückungskolben 80 platziert sind, auf. Wie dargestellt ist, definieren der Überbrückungskolben 80 und das Flanschbauteil 85 eine Eingriffsölkammer 87, und Hydrauliköl (Eingriffshydraulikdruck) wird von einer nicht dargestellten Hydraulikdrucksteuerung der Eingriffsölkammer 87 zugeführt. Ein Erhöhen des Eingriffshydraulikdrucks, der der Eingriffsölkammer 87 zugeführt wird, bewegt den Überbrückungskolben 80 in der axialen Richtung, so dass die ersten Reibungseingriffsplatten 83 und die zweiten Reibungseingriffsplatten 84 in Richtung auf die Frontabdeckung 3 gedrückt werden, so dass die Überbrückungskupplung 8 in Eingriff (voll in Eingriff oder in Schlupfeingriff) gebracht wird. Die Überbrückungskupplung 8 kann als eine hydraulische Einzelscheibenkupplung ausgebildet sein.
Wie in 1 und 2 gezeigt ist, weist die Dämpfervorrichtung 10 ein Antriebsbauteil (Eingangselement) 11, ein Zwischenbauteil (Zwischenelement) 12 und ein Abtriebsbauteil (Ausgangselement) 15 als Drehelemente auf. Die Dämpfervorrichtung 10 weist auch eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) ersten Federn (erster elastischer Körper) SP1, die so angeordnet sind, dass sie das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Zwischenbauteil 12 übertragen; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) zweiten Federn (zweiter elastischer Körper) 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 Abtriebsbauteil 15 übertragen; und eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) inneren Federn (dritter elastischer Körper) SPi, die so angeordnet sind, dass sie das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 übertragen, als Drehmomentübertragungselemente (elastischer Drehmomentübertragungskörper) auf.
Genauer gesagt weist, wie in 1 gezeigt ist, die Dämpfervorrichtung 10 einen ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 und einen zweiten Drehmomentübertragungsweg TP2, die parallel zueinander vorgesehen sind, zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 auf. Der erste Drehmomentübertragungsweg TP1 wird durch die Mehrzahl von ersten Federn SP1, das Zwischenbauteil 12 und die Mehrzahl von zweiten Federn SP2 ausgebildet und überträgt das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 über diese Elemente. Gemäß der Ausführungsform werden Schraubenfedern, die identische Spezifikationen (Federkonstanten) aufweisen, als die ersten Federn SP1 und die zweiten Federn SP2, die den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 darstellen, eingesetzt. Schraubenfedern, die verschiedene Federkonstanten aufweisen, können als die ersten Federn SP1 und die zweiten Federn SP2 eingesetzt werden.
Der zweite Drehmomentübertragungsweg TP2 wird durch die Mehrzahl von inneren Federn SPi ausgebildet und überträgt das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 über die Mehrzahl von inneren Federn SPi, die parallel zueinander arbeiten. Gemäß der Ausführungsform arbeitet die Mehrzahl von inneren Federn SPi, die den zweiten Drehmomentübertragungsweg TP2 ausbilden, parallel zu den ersten Federn SP1 und den zweiten Federn SP2, die den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 darstellen, wenn ein Eingangsdrehmoment an das Antriebsbauteil 11 ein vorherbestimmtes Drehmoment (erster Referenzwert) T1 erreicht, das kleiner als ein Drehmoment T2 (zweiter Referenzwert), das einem maximalen Torsionswinkel θmax der Dämpfervorrichtung 10 entspricht, ist, und ein Torsionswinkel des Antriebsbauteils 11 relativ zu dem Abtriebsbauteil 15 gleich oder größer als ein vorherbestimmter Winkel θref wird. Dementsprechend weist die Dämpfervorrichtung 10 zweischrittige (zweistufige) Dämpfungscharakteristiken auf.
Gemäß der Ausführungsform werden lineare Schraubenfedern, die aus einem Metallmaterial ausgebildet sind, das helikal gewickelt ist, so dass es eine axiale Mitte, die sich gerade erstreckt, wenn keine Last angewendet wird, aufweist, als die ersten Federn SP1, die zweiten Federn SP2 und die inneren Federn SPi eingesetzt. Diese Ausgestaltung ermöglicht, dass die ersten Federn SP1, die zweiten Federn SP2 und die inneren Federn SPi im Vergleich zu einer Ausgestaltung, die Bogenschraubenfedern einsetzt, entlang der axialen Mitte geeigneter ausgedehnt und zusammengezogen werden. Infolgedessen reduziert diese Ausgestaltung eine Hysterese oder, genauer gesagt, eine Differenz zwischen einem Drehmoment, das von den zweiten Federn SP2 und dergleichen an das Abtriebsbauteil 15 in dem Vorgang eines Erhöhens eines relativen Versatzes zwischen dem Antriebsbauteil 11 (Eingangselement) und dem Abtriebsbauteil 15 (Ausgangselement) übertragen wird, und einem Drehmoment, das von den zweiten Federn SP2 und dergleichen an das Abtriebsbauteil 15 in dem Vorgang eines Senkens des relativen Versatzes zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 übertragen wird. Bogenschraubenfedern können als zumindest beliebige der ersten Federn SP1, der zweiten Federn SP2 und der inneren Federn SPi eingesetzt werden.
Wie in 2 gezeigt ist, weist das Antriebsbauteil 11 der Dämpfervorrichtung 10 ein ringförmiges erstes Eingangsplattenbauteil 111, das mit der Kupplungstrommel 81 der Überbrückungskupplung 8 gekoppelt ist; und ein ringförmiges zweites Eingangsplattenbauteil 112, das mit dem ersten Eingangsplattenbauteil 111 mittels einer Mehrzahl von Nieten so gekoppelt ist, dass es dem ersten Eingangsplattenbauteil 111 gegenüberliegt, auf. Dementsprechend drehen sich das Antriebsbauteil 11 oder, genauer gesagt, das erste Eingangsplattenbauteil 111 und das zweite Eingangsplattenbauteil 112 integral mit der Kupplungstrommel 81, und die Frontabdeckung 3 (Motor EG) und das Antriebsbauteil 11 der Dämpfervorrichtung 10 werden durch Eingriff der Überbrückungskupplung 8 miteinander gekoppelt.
Das erste Eingangsplattenbauteil 111 weist eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) äußeren Federplatzierungsfenstern 111wo, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung platziert sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) inneren Federplatzierungsfenstern 111wi, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung so platziert sind, dass sie auf einer inneren Seite in der radialen Richtung der jeweiligen äußeren Federplatzierungsfenster 111wo angeordnet sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federstützabschnitten 111s, die entlang äußerer Ränder der jeweiligen inneren Federplatzierungsfenster 111wi ausgedehnt sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) nicht dargestellten äußeren Federkontaktabschnitten; und eine Mehrzahl von (beispielsweise sechs gemäß der Ausführungsform) nicht dargestellten inneren Federkontaktabschnitten auf. Die jeweiligen inneren Federplatzierungsfenster 111wi weisen einen Umfang länger als die natürliche Länge der inneren Federn SPi auf. Jeder der äußeren Federkontaktabschnitte des ersten Eingangsplattenbauteils 111 ist zwischen angrenzenden äußeren Federplatzierungsfenstern 111wo, die entlang der Umfangsrichtung aneinander angrenzen, vorgesehen. Zudem sind die inneren Federkontaktabschnitte des ersten Eingangsplattenbauteils 111 auf jeweiligen Seiten in der Umfangsrichtung jedes der inneren Federplatzierungsfenster 111wi vorgesehen.
Das zweite Eingangsplattenbauteil 112 weist eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) äußeren Federplatzierungsfenstern 112wo, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung platziert sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) inneren Federplatzierungsfenstern 112wi, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung so platziert sind, dass sie auf einer inneren Seite in der radialen Richtung der jeweiligen äußeren Federplatzierungsfenster 112wo angeordnet sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federstützabschnitten 112s, die entlang äußerer Ränder der jeweiligen inneren Federplatzierungsfenster 112wi ausgedehnt sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) nicht dargestellten äußeren Federkontaktabschnitten; und eine Mehrzahl von (beispielsweise sechs gemäß der Ausführungsform) nicht dargestellten inneren Federkontaktabschnitten auf. Die jeweiligen inneren Federplatzierungsfenster 112wi weisen einen Umfang länger als die natürliche Länge der inneren Federn SPi auf. Jeder der äußeren Federkontaktabschnitte des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 ist zwischen angrenzenden äußeren Federplatzierungsfenstern 112wo, die entlang der Umfangsrichtung aneinander angrenzen, vorgesehen. Zudem sind die inneren Federkontaktabschnitte des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 auf jeweiligen Seiten in der Umfangsrichtung jedes der inneren Federplatzierungsfenster 112wi vorgesehen. Gemäß der Ausführungsform werden Komponenten einer identischen Form als das erste Eingangsplattenbauteil 111 und das zweite Eingangsplattenbauteil 112 eingesetzt. Diese Ausgestaltung reduziert die Anzahl verschiedener Arten von Komponenten.
Das Zwischenbauteil 12 weist ein ringförmiges erstes Zwischenplattenbauteil 121, das auf der Frontabdeckung-3-Seite des ersten Eingangsplattenbauteils 111 des Antriebsbauteils 11 platziert ist; und ein ringförmiges zweites Zwischenplattenbauteil 122, das auf der Turbinenrad-5-Seite des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 des Antriebsbauteils 11 platziert ist und das mittels einer Mehrzahl von Nieten mit dem ersten Zwischenplattenbauteil 121 gekoppelt (daran befestigt) ist, auf. Wie in 2 gezeigt ist, sind das erste Zwischenplattenbauteil 121 und das zweite Zwischenplattenbauteil 122 derart angeordnet, dass das erste Eingangsplattenbauteil 111 und das zweite Eingangsplattenbauteil 112 zwischen dem ersten und dem zweiten Zwischenplattenbauteil 121 und 122 in der axialen Richtung der Dämpfervorrichtung 10 platziert sind.
Das erste Zwischenplattenbauteil 121 weist eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federplatzierungsfenstern 121w, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung platziert sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federstützabschnitten 121s, die entlang äußerer Ränder der jeweiligen entsprechenden Federplatzierungsfenster 121w ausgedehnt sind; und eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) nicht dargestellten Federkontaktabschnitten auf. Jeder der Federkontaktabschnitte des ersten Zwischenplattenbauteils 121 ist zwischen angrenzenden Federplatzierungsfenstern 121w, die entlang der Umfangsrichtung aneinander angrenzen, vorgesehen. Das zweite Zwischenplattenbauteil 122 weist eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federplatzierungsfenstern 122w, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung platziert sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Federstützabschnitten 122s, die entlang äußerer Ränder der jeweiligen entsprechenden Federplatzierungsfenster 122w ausgedehnt sind; und eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) nicht dargestellten Federkontaktabschnitten auf. Jeder der Federkontaktabschnitte des zweiten Zwischenplattenbauteils 122 ist zwischen angrenzenden Federplatzierungsfenstern 122w, die entlang der Umfangsrichtung aneinander angrenzen, vorgesehen. Gemäß der Ausführungsform werden Komponenten einer identischen Form als das erste Zwischenplattenbauteil 121 und das zweite Zwischenplattenbauteil 122 eingesetzt. Diese Ausgestaltung reduziert die Anzahl verschiedener Arten von Komponenten.
Das Abtriebsbauteil 15 ist als ein plattenartiges ringförmiges Bauteil ausgebildet, ist zwischen dem ersten Eingangsplattenbauteil 111 und dem zweiten Eingangsplattenbauteil 112 in der axialen Richtung platziert und ist an der Dämpfernabe 7 mittels einer Mehrzahl von Nieten befestigt. Das Abtriebsbauteil 15 weist eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) äußeren Federplatzierungsfenstern 15wo, die jeweils in einer Bogenform ausgedehnt sind und die in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung platziert sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) inneren Federplatzierungsfenstern 15wi, die in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung so platziert sind, dass sie auf einer inneren Seite in der radialen Richtung der jeweiligen äußeren Federplatzierungsfenster 15wo angeordnet sind; eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) nicht dargestellten äußeren Federkontaktabschnitten und eine Mehrzahl von (beispielsweise sechs gemäß der Ausführungsform) nicht dargestellten inneren Federkontaktabschnitten auf. Jeder der äußeren Federkontaktabschnitte des Abtriebsbauteils 15 ist zwischen angrenzenden äußeren Federplatzierungsfenstern 15wo, die entlang der Umfangsrichtung aneinander angrenzen, vorgesehen. Die jeweiligen inneren Federplatzierungsfenster 15wi weisen einen Umfang, der der natürlichen Länge der inneren Federn SPi entspricht, auf. Zudem sind die inneren Federkontaktabschnitte des Abtriebsbauteils 15 auf jeweiligen Seiten in der Umfangsrichtung jedes der inneren Federplatzierungsfenster 15wi vorgesehen.
Eine erste Feder SP1 und eine zweite Feder SP2 sind in den äußeren Federplatzierungsfenstern 111wo des ersten Eingangsplattenbauteils 111, den äußeren Federplatzierungsfenstern 112wo des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 und den äußeren Federplatzierungsfenstern 15wo des Abtriebsbauteils 15 angeordnet, so dass sie gepaart sind (d.h., in Reihe arbeiten). In dem montierten Zustand der Dämpfervorrichtung 10 ist jeder der äußeren Federkontaktabschnitte des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 und der äußeren Federkontaktabschnitte des Abtriebsbauteils 15 zwischen der ersten Feder SP1 und der zweiten Feder SP2, die in verschiedenen äußeren Federplatzierungsfenstern 15wo, 111wo und 112wo angeordnet sind, so dass sie nicht gepaart sind (d.h., nicht in Reihe arbeiten), gelegen und ist so angeordnet, dass er Enden der ersten Feder SP1 und der zweiten Feder SP2 kontaktiert.
Außerdem ist jeder der Federkontaktabschnitte des ersten und des zweiten Zwischenplattenbauteils 121 und 122 zwischen der ersten Feder SP1 und der zweiten Feder SP2, die in identischen äußeren Federplatzierungsfenstern 15wo, 111wo und 112wo platziert sind, so dass sie gepaart sind, platziert und ist so angeordnet, dass er Enden der ersten Feder SP1 und der zweiten Feder SP2 kontaktiert. Die erste Feder SP1 und die zweite Feder SP2, die in verschiedenen äußeren Federplatzierungsfenstern 15wo, 111wo und 112wo platziert sind und die nicht gepaart sind (d.h., nicht in Reihe arbeiten), sind in den Federplatzierungsfenstern 121w und 122w des ersten und des zweiten Zwischenplattenbauteils 121 und 122 platziert. Zudem werden die erste Feder SP1 und die zweite Feder SP2, die nicht gepaart sind, von einer äußeren Seite in der radialen Richtung durch die Federstützabschnitte 121s des ersten Zwischenplattenbauteils 121 auf der Frontabdeckung-3-Seite abgestützt (geführt) und werden auch von einer äußeren Seite in der radialen Richtung durch die Federstützabschnitte 122s des zweiten Zwischenplattenbauteils 122 auf der Turbinenrad-5-Seite abgestützt (geführt).
Die ersten Federn SP1 und die zweiten Federn SP2 sind somit alternierend in der Umfangsrichtung der Dämpfervorrichtung 10 angeordnet. Ein Ende jeder der ersten Federn SP1 kontaktiert die entsprechenden äußeren Federkontaktabschnitte des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 (Antriebsbauteils 11), und das andere Ende jeder der ersten Federn SP1 kontaktiert die entsprechenden Federkontaktabschnitte des ersten und des zweiten Zwischenplattenbauteils (Zwischenbauteils 12). Ein Ende jeder der zweiten Federn SP2 kontaktiert die entsprechenden Federkontaktabschnitte des ersten und des zweiten Zwischenplattenbauteils (Zwischenbauteils 12), und das andere Ende jeder der zweiten Federn SP2 kontaktiert den entsprechenden äußeren Federkontaktabschnitt des Abtriebsbauteils 15.
Infolgedessen sind die erste Feder SP1 und die zweite Feder SP2, die gepaart sind, in Reihe über die entsprechenden Federkontaktabschnitte des ersten und des zweiten Zwischenplattenbauteils (Zwischenbauteils 12) zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 gekoppelt. In der Dämpfervorrichtung 10 reduziert diese Ausgestaltung die Steifigkeit des elastischen Körpers, der zum Übertragen des Drehmoments zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 dient, d.h., reduziert eine kombinierte Federkonstante der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2. Gemäß der Ausführungsform ist die Mehrzahl von ersten Federn SP1 und die Mehrzahl von zweiten Federn SP2 jeweils auf einem identischen Umfang angeordnet, so dass die Abstände zwischen der axialen Mitte der Startvorrichtung 1 oder der Dämpfervorrichtung 10 und den axialen Mitten der jeweiligen ersten Federn SP1 und die Abstände zwischen der axialen Mitte der Startvorrichtung 1 oder dergleichen und den axialen Mitten der jeweiligen zweiten Federn SP2 einander gleich sind.
Die innere Feder SPi ist in jedem der inneren Federplatzierungsfenster 15wi des Abtriebsbauteils 15 platziert. In dem montierten Zustand der Dämpfervorrichtung 10 kontaktiert jeder der inneren Federkontaktabschnitte des Abtriebsbauteils 15 ein entsprechendes Ende der inneren Feder SPi. Zudem ist in dem montierten Zustand der Dämpfervorrichtung 10 ein frontabdeckung-3-seitiger lateraler Abschnitt jeder der inneren Federn SPi in einem mittleren Teil in der Umfangsrichtung des entsprechenden inneren Federplatzierungsfensters 111wi des ersten Eingangsplattenbauteils 111 platziert und wird von außen in der radialen Richtung durch den Federstützabschnitt 111s des ersten Eingangsplattenbauteils 111 abgestützt (geführt). In dem montierten Zustand der Dämpfervorrichtung 10 ist ein turbinenrad-5-seitiger lateraler Abschnitt jeder der inneren Federn SPi in einem mittleren Teil in der Umfangsrichtung des entsprechenden inneren Federplatzierungsfensters 112wi des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 platziert und wird von außen in der radialen Richtung durch den Federstützabschnitt 112s des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 abgestützt (geführt).
Wie in 2 gezeigt ist, ist jede der inneren Federn SPi dementsprechend in einem Innenumfangsbereich in der Fluidkammer 9 platziert und wird durch die erste Feder SP1 und die zweite Feder SP2 abgestützt. Infolgedessen verkürzt diese Ausgestaltung weiter die axiale Länge der Dämpfervorrichtung 10 und dadurch die axiale Länge der Startvorrichtung 1. Ein Ende jeder der inneren Federn SPi kontaktiert einen der inneren Federkontaktabschnitte, der auf jeweiligen Seiten der entsprechenden inneren Federplatzierungsfenster 111wi und 112wi des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 vorgesehen ist, wenn das Eingangsdrehmoment (Antriebsdrehmoment) an das Antriebsbauteil 11 oder das Drehmoment (Abtriebsdrehmoment), das von der Achsenseite auf das Abtriebsbauteil 15 ausgeübt wird, das Drehmoment T1 erreicht und der Torsionswinkel des Antriebsbauteils 11 relativ zu dem Abtriebsbauteil 15 gleich oder größer als der vorherbestimmte Winkel θref wird.
Zudem weist, wie in 2 und 3 gezeigt ist, die Dämpfervorrichtung 10 einen Abschwächungsmechanismus 90, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Zwischenbauteil 12 zu erzeugen, auf. Gemäß der Ausführungsform weist der Abschwächungsmechanismus 90 ein ringförmiges Reibungsbauteil 91 und ein ringförmiges Drängbauteil 92, die zwischen dem Innenumfangsabschnitt des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 des Antriebsbauteils 11 (Abschnitt auf einer Innenumfangsseite der inneren Federplatzierungsfenster 112wi) und einem Innenumfangsabschnitt des zweiten Zwischenplattenbauteils 122 des Zwischenbauteils 12 in der axialen Richtung platziert sind, auf. Das Reibungsbauteil 91 ist aus beispielsweise einem Harz ausgebildet und weist einen flachen plattenartigen, ringförmigen Unterlegscheibenabschnitt 91a und eine Mehrzahl von Vorsprüngen 91p, die in der axialen Richtung von einer Oberfläche des Unterlegscheibenabschnitts 91a vorstehen und in Intervallen in der Umfangsrichtung angeordnet sind (beispielsweise drei Vorsprünge 91p, die in Intervallen von 120 Grad angeordnet sind, gemäß der Ausführungsform), auf, wie in 3 und 4 gezeigt ist. Gemäß der Ausführungsform ist das Drängbauteil 92 eine ringförmige Tellerfeder, die aus einem Metall ausgebildet ist, und weist eine Mehrzahl von Einschnitten 92n, die sich von seinem Innenumfangsrand in der radialen Richtung nach außen erstrecken und in Intervallen in der Umfangsrichtung angeordnet sind (dieselbe Anzahl von Einschnitten 92n wie die Anzahl der Vorsprünge 91p, beispielsweise drei Einschnitte 92n, die in Intervallen von 120 Grad angeordnet sind, gemäß der Ausführungsform), auf, wie in 5 gezeigt ist. Mindestens ein Vorsprung 91p und mindestens ein Einschnitt 92n müssen in dem Reibungsbauteil 91 oder in dem Drängbauteil 92 vorgesehen sein.
Jeder der Vorsprünge 91p des Reibungsbauteils 91 ist in einem entsprechenden Einschnitt (oder Loch) 122n, der in dem Innenumfangsabschnitt des zweiten Zwischenplattenbauteils 122 des Zwischenbauteils 12 ausgebildet ist, angebracht, so dass das Reibungsbauteil 91 dazu ausgebildet ist, sich integral mit dem zweiten Zwischenplattenbauteil 122, d.h. mit dem Zwischenbauteil 12, zu drehen. Zudem ist das Drängbauteil 92 zwischen dem Innenumfangsabschnitt des zweiten Zwischenplattenbauteils 122 und einer hinteren Oberfläche des Unterlegscheibenabschnitts 91a des Reibungsbauteils 91 platziert, so dass es um einem vorherbestimmten Betrag gequetscht wird, so dass ein entsprechender Vorsprung 91p des Reibungsbauteils 91 lose in jedem Einschnitt 92n angebracht ist, und ist dazu ausgebildet, sich integral mit dem Zwischenbauteil 12 zu drehen. Das Reibungsbauteil 91 wird dementsprechend durch das Drängbauteil 92 von der Zweites-Zwischenplattenbauteil-122-Seite des Zwischenbauteils 12 in Richtung auf die Zweites-Eingangsplattenbauteil-112-Seite des Antriebsbauteils 11 gedrängt. Eine Oberfläche des Unterlegscheibenabschnitts 91a auf der zu den Vorsprüngen 91p entgegengesetzten Seite wird gegen den Innenumfangsabschnitt des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 gedrückt. Eine Reibungskraft kann somit zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Zwischenbauteil 12 begleitet von einer relativen Drehung zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Zwischenbauteil 12 erzeugt werden.
Die Dämpfervorrichtung 10 weist auch einen nicht dargestellten Anschlag, der dazu ausgebildet ist, die relative Drehung zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 zu begrenzen, auf. Der Anschlag begrenzt die relative Drehung zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15, wenn das Eingangsdrehmoment an das Antriebsbauteil 11 das Drehmoment T2, das dem maximalen Torsionswinkel θmax der Dämpfervorrichtung 10 entspricht, erreicht. Dies resultiert in einem Begrenzen aller Auslenkungen der ersten Federn SP1, der zweiten Federn SP2 und der inneren Federn SPi.
Wie in 1 und 2 gezeigt ist, weist die Dämpfervorrichtung 10 zudem 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. Gemäß der Ausführungsform weist der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 ein Einzelritzeltypplanetengetriebe 21 auf, das zwischen dem Antriebsbauteil 11 als dem Eingangselement der Dämpfervorrichtung 10 und dem Abtriebsbauteil 15 als dem Ausgangselement platziert ist.
Gemäß der Ausführungsform besteht das Planetengetriebe 21 aus dem Abtriebsbauteil 15, das Außenzähne 15t auf seinem Außenumfang aufweist und das als ein Sonnenrad dient, dem ersten und dem zweiten Eingangsplattenbauteil 111 und 112, die eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Ritzeln 23, die jeweils mit den Außenzähnen 15t in Eingriff sind, drehbar abstützen und die als ein Träger dienen, und einem Hohlrad 25, das Innenzähne 25t, die mit den jeweiligen Ritzeln 23 in Eingriff sind, aufweist und das konzentrisch mit dem Abtriebsbauteil 15 (Außenzähne 15t) als dem Sonnenrad angeordnet ist. Dementsprechend überlappen das Abtriebsbauteil 15 als das Sonnenrad, die Mehrzahl von Ritzeln 23 und das Hohlrad 25 in der radialen Richtung der Dämpfervorrichtung 10 betrachtet zumindest teilweise mit den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 (und den inneren Federn SPi) in der Fluidkammer 9 in der axialen Richtung.
Wie in 2 und 6 gezeigt ist, sind die Außenzähne 15t an einer Mehrzahl von Stellen, die in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung bestimmt sind, in einer Außenumfangsoberfläche des Abtriebsbauteils 15 ausgebildet. Dementsprechend sind die Außenzähne 15t auf der äußeren Seite in der radialen Richtung der äußeren Federplatzierungsfenster 15wo und der inneren Federplatzierungsfenster 15wi, d.h. auf der äußeren Seite in der radialen Richtung der ersten Federn SP1, der zweiten Federn SP2 und der inneren Federn SPi, die zum Übertragen des Drehmoments zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 dienen, gelegen. Die Außenzähne 15t können um den gesamten Außenumfang des Abtriebsbauteils 15 ausgebildet sein.
Wie in 2 gezeigt ist, weist das erste Eingangsplattenbauteil 111, das den Träger des Planetengetriebes 21 darstellt, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Ritzelstützabschnitten 115, die in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung auf der äußeren Seite in der radialen Richtung der äußeren Federplatzierungsfenster 111wo (äußeren Federkontaktabschnitte) angeordnet sind, auf. Ähnlich weist, wie in 2 gezeigt ist, das zweite Eingangsplattenbauteil 112, das den Träger des Planetengetriebes 21 darstellt, eine Mehrzahl von (beispielsweise drei gemäß der Ausführungsform) Ritzelstützabschnitten 116, die in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung auf der äußeren Seite in der radialen Richtung der äußeren Federplatzierungsfenster 112wo (äußeren Federkontaktabschnitte) angeordnet sind, auf.
Wie in 6 gezeigt ist, weist jeder der Ritzelstützabschnitte 115 des ersten Eingangsplattenbauteils 111 einen bogenförmigen vorstehenden Abschnitt 115a, der so ausgebildet ist, dass er in Richtung auf die Frontabdeckung-3-Seite vorsteht, und einen bogenförmigen Flanschabschnitt 115f, der von einem Ende des vorstehenden Abschnitts 115a nach außen in der radialen Richtung ausgedehnt ist, auf. Jeder der Ritzelstützabschnitte 116 des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 weist einen bogenförmigen vorstehenden Abschnitt 116a, der so ausgebildet ist, dass er in Richtung auf die Turbinenrad-5-Seite vorsteht, und einen bogenförmigen Flanschabschnitt 116f, der von einem Ende des vorstehenden Abschnitts 116a in der radialen Richtung nach außen ausgedehnt ist, auf.
Jeder der Ritzelstützabschnitte 115 (Flanschabschnitte 115f) des ersten Eingangsplattenbauteils 111 liegt in der axialen Richtung dem entsprechenden Ritzelstützabschnitt 116 (Flanschabschnitt 116f) des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 gegenüber, und die gepaarten Flanschabschnitte 115f und 116f stützen ein Ende eines Ritzelschafts 24, der in das Ritzel 23 eingefügt ist, ab. Gemäß der Ausführungsform sind die Ritzelstützabschnitte 115 (Flanschabschnitte 115f) des ersten Eingangsplattenbauteils 111 jeweils mittels Nieten an die Kupplungstrommel 81 der Überbrückungskupplung 8 geklemmt. Außerdem wird gemäß der ersten Ausführungsform das erste Zwischenplattenbauteil 121, das das Zwischenbauteil 12 darstellt, durch Innenumfangsoberflächen der vorstehenden Abschnitte 115a der Ritzelstützabschnitte 115 ausgerichtet. Das zweite Zwischenplattenbauteil 122, das das Zwischenbauteil 12 darstellt, wird durch die Innenumfangsoberflächen der vorstehenden Abschnitte 116a der Ritzelstützabschnitte 116 ausgerichtet.
Wie in 6 gezeigt ist, weist das Ritzel 23 des Planetengetriebes 21 einen ringförmigen Zahnradhauptkörper 230, der Zahnradzähne (Außenzähne) 23t auf seinem Außenumfang aufweist; eine Mehrzahl von Nadellagern 231, die zwischen einer Innenumfangsoberfläche des Zahnradhauptkörpers 230 und einer Außenumfangsoberfläche des Ritzelschafts 24 platziert sind; und ein Paar von Abstandshaltern 232, die auf jeweiligen Enden des Zahnradhauptkörpers 230 angebracht sind, zum Begrenzen der Bewegungen der Nadellager 231 in der axialen Richtung auf. Wie in 6 gezeigt ist, weist der Zahnradhauptkörper 230 des Ritzels 23 ringförmige Radialrichtungsstützabschnitte 230s, die auf jeweiligen Seiten in der axialen Richtung der Zahnradzähne 23t auf der Innenumfangsseite von Gründen der Zahnradzähne 23t in der radialen Richtung des Ritzels 23 vorstehen und die Außenumfangsoberflächen in einer zylindrischen Form aufweisen, auf. Die Außenumfangsoberfläche jedes Abstandshalters 232 ist so ausgebildet, dass sie einen Durchmesser aufweist, der gleich dem Durchmesser des Radialrichtungsstützabschnitts 230s ist oder der kleiner als der Durchmesser des Radialrichtungsstützabschnitts 230s ist.
Die Mehrzahl von Ritzeln 23 wird durch das erste und das zweite Eingangsplattenbauteil 111 und 112 (Ritzelstützabschnitte 115 und 116), die als der Träger dienen, so abgestützt, dass sie in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung angeordnet ist. Unterlegscheiben 235 sind zwischen seitlichen Oberflächen der jeweiligen Abstandshalter 232 und den Ritzelstützabschnitten 115 und 116 (Flanschabschnitten 115f und 116f) des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 platziert. Lücken sind zwischen jeweiligen seitlichen Oberflächen der Zahnradzähne 23t der Ritzel 23 und den Ritzel stützab schnitten 115 und 116 (Flanschabschnitten 115f und 116f) des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 in der axialen Richtung ausgebildet, wie in 6 gezeigt ist.
Das Hohlrad 25 des Planetengetriebes 21 weist einen ringförmigen Zahnradhauptkörper 250, der Innenzähne 25t auf seinem Innenumfang aufweist; zwei seitliche Platten 251, die jeweils in einer ringförmigen Form ausgebildet sind; und eine Mehrzahl von Nieten 252, die zum Befestigen der jeweiligen seitlichen Platten 251 an jeweiligen seitlichen Oberflächen in der axialen Richtung des Zahnradhauptkörpers 250 vorgesehen sind, auf. Der Zahnradhauptkörper 250, die zwei seitlichen Platten 251 und die Mehrzahl von Nieten 252 sind integriert, so dass sie als ein Trägheitsmassekörper (Massekörper) des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 dienen. Gemäß der Ausführungsform sind die Innenzähne 25t um die gesamte Innenumfangsoberfläche des Zahnradhauptkörpers 250 ausgebildet. Die Innenzähne 25t können an einer Mehrzahl von Stellen, die in Intervallen (in gleichen Intervallen) in der Umfangsrichtung bestimmt sind, in der Innenumfangsoberfläche des Zahnradhauptkörpers 250 ausgebildet sein.
Jede der seitlichen Platten 251 dient als ein abgestützter Abschnitt, der eine Innenumfangsoberfläche einer ausgesparten zylindrischen Form aufweist und der in der axialen Richtung durch die Mehrzahl von Ritzeln 23, die mit den Innenzähnen 25t in Eingriff sind, abgestützt wird. Genauer gesagt sind die zwei seitlichen Platten 251 an entsprechenden seitlichen Oberflächen des Zahnradhauptkörpers 250 auf den jeweiligen Seiten in der axialen Richtung der Innenzähne 25t befestigt, so dass sie zu einer inneren Seite in der radialen Richtung der Gründe der Innenzähne 25t vorstehen und dass sie zumindest den seitlichen Oberflächen der Zahnradzähne 23t des Ritzels 23 gegenüberliegen. Gemäß der Ausführungsform ist eine Innenumfangsoberfläche jeder seitlichen Platte 251 auf einer geringfügig inneren Seite in der radialen Richtung von Spitzen der Innenzähne 25t gelegen, wie in 6 gezeigt ist.
Wenn jeweilige Ritzel 23 mit den Innenzähnen 25t in Eingriff sind, werden die Innenumfangsoberflächen der jeweiligen seitlichen Platten 251 in der radialen Richtung durch die entsprechenden Radialrichtungsstützabschnitte 230s des Ritzels 23 (Zahnradhauptkörpers 230) abgestützt. Diese Ausgestaltung ermöglicht, dass das Hohlrad 25 mit hoher Genauigkeit relativ zu der axialen Mitte des Abtriebsbauteils 15, das als das Sonnenrad dient, durch die Radialrichtungsstützabschnitte 230s der Mehrzahl von Ritzeln 23 ausgerichtet wird und sich problemlos dreht (oszilliert). Wenn die jeweiligen Ritzel 23 mit den Innenzähnen 25t in Eingriff sind, liegen die inneren Oberflächen der jeweiligen seitlichen Platten 251 seitlichen Oberflächen der Zahnradzähne 23t des Ritzels 23 und seitlichen Oberflächen von Abschnitten von den Gründen der Zahnradzähne 23t zu den Radialrichtungsstützabschnitten 230s gegenüber. Die Bewegung in der axialen Richtung des Hohlrads 25 wird dementsprechend durch zumindest die seitlichen Oberflächen der Zahnradzähne 23t des Ritzels 23 begrenzt. Zudem sind Lücken zwischen äußeren Oberflächen der jeweiligen seitlichen Platten 251 des Hohlrads 25 und den Ritzelstützabschnitten 115 und 116 (Flanschabschnitten 115f und 116f) des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 in der axialen Richtung ausgebildet, wie in 6 gezeigt ist.
In der Startvorrichtung 1, die wie oben beschrieben ausgebildet ist, wird, wie man anhand von 1 versteht, in dem Zustand, in dem die Überbrückung durch die Überbrückungskupplung 8 gelöst ist, das Drehmoment (Leistung), das von dem Motor EG an die Frontabdeckung 3 übertragen wird, an die Eingangswelle IS des Getriebes TM durch den Weg des Pumpenrads 4, des Turbinenrads 5 und der Dämpfernabe 7 übertragen. In dem Zustand, in dem die Überbrückung durch die Überbrückungskupplung 8 der Startvorrichtung 1 hergestellt ist, wird andererseits das Drehmoment, das von dem Motor EG an das Antriebsbauteil 11 durch die Frontabdeckung 3 und die Überbrückungskupplung 8 übertragen wird, an das Abtriebsbauteil 15 und die Dämpfernabe 7 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1, der die Mehrzahl von ersten Federn SP1, das Zwischenbauteil 12 und die Mehrzahl von zweiten Federn SP2 aufweist, und den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 übertragen, wenn das Eingangsdrehmoment kleiner als das Drehmoment T1, das oben beschrieben wurde, ist und der Torsionswinkel des Antriebsbauteils 11 relativ zu dem Abtriebsbauteil 15 kleiner als der vorherbestimmte Winkel θref ist. Wenn das Eingangsdrehmoment gleich oder größer als das Drehmoment T1, das oben beschrieben wurde, wird, wird das Drehmoment, das an das Antriebsbauteil 11 übertragen wird, an das Abtriebsbauteil 15 und die Dämpfernabe 7 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1, der oben beschrieben wurde, den zweiten Drehmomentübertragungsweg TP2, der die Mehrzahl von inneren Federn SPi aufweist, und den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 übertragen.
Wenn das Antriebsbauteil 11 relativ zu dem Abtriebsbauteil 15 in dem hergestellten Zustand der Überbrückung (in dem Eingriffszustand der Überbrückungskupplung 8) gedreht (verdreht) wird, werden die ersten Federn SP1 und die zweiten Federn SP2 ausgelenkt, und das Hohlrad 25 als der Massekörper dreht sich (oszilliert) um die axiale Mitte begleitet von der relativen Drehung zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15. Wenn das Antriebsbauteil 11 relativ zu dem Abtriebsbauteil 15 gedreht (geschwungen) wird, wird die Drehzahl des Antriebsbauteils 11 oder, genauer gesagt, des ersten und des zweiten Eingangsplattenbauteils 111 und 112 als der Träger, der das Eingangselement des Planetengetriebes 21 ist, höher als die Drehzahl des Abtriebsbauteils 15 als das Sonnenrad. Dementsprechend wird in diesem Zustand das Hohlrad 25 durch die Funktion des Planetengetriebes 21 beschleunigt, so dass es bei der höheren Drehzahl als jener des Antriebsbauteils 11 gedreht wird. Ein Trägheitsdrehmoment wird dann von dem Hohlrad 25, das der Massekörper des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 ist, auf das Abtriebsbauteil 15, das das Ausgangselement der Dämpfervorrichtung 10 ist, über die Ritzel 23 übertragen. Dies dämpft die Schwingung des Abtriebsbauteils 15. Der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 dient zum hauptsächlichen Übertragen des Trägheitsdrehmoments zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15, während er das durchschnittliche Drehmoment nicht überträgt.
Das Folgende beschreibt im Detail das Prinzip eines Dämpfens der Schwingung durch die Dämpfervorrichtung 10 in Bezug auf 7.
Wie oben beschrieben wurde, arbeiten in der Dämpfervorrichtung 10 die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2, die in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 enthalten sind, und der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 parallel, bis das Eingangsdrehmoment, das an das Antriebsbauteil 11 übertragen wird, das Drehmoment T1, das oben beschrieben wurde, erreicht. Während die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 und der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 parallel arbeiten, ist das Drehmoment, das von dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1, der das Zwischenbauteil 12 und die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 aufweist, an das Abtriebsbauteil 15 übertragen wird, abhängig von (proportional zu) dem Versatz (Betrag einer Auslenkung, d.h. Torsionswinkel) der zweiten Federn SP2, die zwischen dem Zwischenbauteil 12 und dem Abtriebsbauteil 15 platziert sind. Das Drehmoment, das von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 an das Abtriebsbauteil 15 übertragen wird, ist andererseits abhängig von (proportional zu) einer Differenz an Winkelbeschleunigung zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15, d.h. einem zweimal differenzierten Wert des Versatzes der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15. Unter der Annahme, dass das Eingangsdrehmoment T, das an das Antriebsbauteil 11 der Dämpfervorrichtung 10 übertragen wird, periodisch schwankt, wie durch T=T₀sinωt (bei dem „ω“ eine Winkelfrequenz in der periodischen Schwankung (Schwingung) des Eingangsdrehmoments T bezeichnet) ausgedrückt wird, verschiebt sich die Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 an das Abtriebsbauteil 15 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird, um 180 Grad von der Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 an das Abtriebsbauteil 15 über den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 übertragen wird.
Außerdem können in der Dämpfervorrichtung 10, die das Zwischenbauteil 12 aufweist, zwei Eigenfrequenzen (Resonanzfrequenzen) in dem Zustand, dass die Auslenkung der ersten und der zweiten Feder SP1 und SP2 erlaubt ist und die innere Feder SPi nicht ausgelenkt wird, festgelegt werden. Genauer gesagt tritt unter der Annahme, dass eine Übertragung des Drehmoments von dem Motor EG an das Antriebsbauteil 11 in dem durch die Überbrückungskupplung 8 hergestellten Zustand der Überbrückung gestartet wird, in dem Zustand, dass die Auslenkung der ersten und der zweiten Feder SP1 und SP2 erlaubt ist und die innere Feder SPi nicht ausgelenkt wird, eine Resonanz aufgrund von Schwingungen des Antriebsbauteils 11 und des Abtriebsbauteils 15 in den entgegengesetzten Phasen auf oder eine Resonanz hauptsächlich des Getriebes tritt zwischen dem Antriebsbauteil 11 und einer nicht dargestellten Antriebswelle (erste Resonanz, wie durch einen Resonanzpunkt R1 in 7(b) gezeigt ist) in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 auf.
Das Zwischenbauteil 12 des ersten Drehmomentübertragungswegs TP1 ist in einer Ringform ausgebildet. Im Zuge einer Übertragung des Drehmoments von dem Motor EG an das Antriebsbauteil 11 wird die Trägheitskraft, die auf das Zwischenbauteil 12 ausgeübt wird, größer als die Widerstandskraft, die die Schwingung des Zwischenbauteils 12 beeinträchtigt (hauptsächlich Reibungskraft, die durch die Zentrifugalkraft, die auf das sich drehende Zwischenbauteil 12 ausgeübt wird, verursacht wird). Ein Dämpfungsgrad ζ des Zwischenbauteils 12, das begleitet von einer Übertragung des Drehmoments von dem Motor EG an das Antriebsbauteil 11 schwingt, wird dementsprechend kleiner als ein Wert 1. Der Dämpfungsgrad ζ des Zwischenbauteils 12 in einem System mit einem einzigen Freiheitsgrad wird durch ζ= C/{2·√ [J₂·(k₁+k₂)]} ausgedrückt. Hierin bezeichnet „J₂“ ein Trägheitsmoment des Zwischenbauteils 12; 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 Abtriebsbauteil 15 arbeiten; und bezeichnet „C“ eine Dämpfungskraft (Widerstandskraft) pro Einheitsrate des Zwischenbauteils 12, die die Schwingung des Zwischenbauteils 12 beeinträchtigt. Dementsprechend ist der Dämpfungsgrad ζ des Zwischenbauteils 12 basierend auf zumindest dem Trägheitsmoment J₂ des Zwischenbauteils 12 und den Steifigkeiten k₁ und k₂ der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 bestimmt.
Zudem kann die obige Dämpfungskraft C wie folgt bestimmt werden. Wenn ein Versatz x des Zwischenbauteils 12 durch x=A·sin(ω₁₂·t) angegeben ist, wird eine Verlustenergie Sc durch die obige Dämpfungskraft C als Sc= π·C·A²·ω₁₂ (bei dem „A“ eine Amplitude bezeichnet und „ω₁₂“ eine Schwingungsfrequenz des Zwischenbauteils 12 bezeichnet) ausgedrückt. Wenn der Versatz x des Zwischenbauteils 12 durch x=A·sin(ω₁₂·t) angegeben ist, wird eine Verlustenergie Sh durch die Hysterese H in einem Zyklus einer Schwingung des Zwischenbauteils 12 als Sh=2·H·A ausgedrückt. Unter der Annahme, dass die Verlustenergie Sc durch die Dämpfungskraft C gleich der Verlustenergie Sh durch die Hysterese ist, wird die obige Dämpfungskraft als C=(2·H)/ (π·A·ω₁₂) ausgedrückt.
Eine Eigenfrequenz f₁₂ des Zwischenbauteils 12 in dem System mit einem einzigen Freiheitsgrad wird als f₁₂= 1/2π·√{(k₁+k₂)/J₂} ausgedrückt. Ein Ausbilden des Zwischenbauteils 12 in der Ringform sieht ein relativ großes Trägheitsmoment J₂ vor, so dass das Zwischenbauteil 12 eine relativ kleine Eigenfrequenz f₁₂ aufweist. Wie in 7 gezeigt ist, tritt eine Resonanz des Zwischenbauteils 12 dementsprechend aufgrund der Schwingung des Zwischenbauteils 12 in der zu den Phasen der Schwingungen sowohl des Antriebsbauteils 11 als auch des Abtriebsbauteils 15 entgegengesetzten Phase (zweite Resonanz, wie durch einen Resonanzpunkt R2 in 7(b) gezeigt ist) in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 bei einer Stufe, wenn eine Drehzahl Ne des Motors EG (Drehzahl des Antriebsbauteils 11) recht viel höher als eine Drehzahl, die der Frequenz an dem Resonanzpunkt R1 (und der Frequenz eines Antiresonanzpunkts A1, der später beschrieben wird) entspricht, wird, in dem Zustand, dass die Auslenkung der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 erlaubt ist und die innere Feder SPi nicht ausgelenkt wird, auf.
Die Amplitude der Schwingung, die von dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 (zweiten Federn SP2) an das Abtriebsbauteil 15 übertragen wird, ändert sich von einer Abnahme zu einer Zunahme, bevor die Drehzahl Ne des Motors EG (Drehzahl des Antriebsbauteils 11) eine relativ niedrige Drehzahl, die der Eigenfrequenz des Zwischenbauteils 12 entspricht, erreicht, wie durch eine Einpunktkettenlinienkurve in 7(b) gezeigt ist. Die Amplitude der Schwingung, die von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 an das Abtriebsbauteil 15 übertragen wird, nimmt andererseits mit einer Zunahme an Drehzahl des Motors EG (Drehzahl des Antriebsbauteils 11) graduell zu, wie durch eine Zweipunktkettenlinienkurve in 7(b) gezeigt ist. Dementsprechend treten in der Dämpfervorrichtung 10 aufgrund des Vorliegens des Zwischenbauteils 12 zwei Spitzen oder zwei Resonanzpunkte (R1 und R2) in dem Drehmoment, das über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird, auf, so dass zwei Antiresonanzpunkte A1 und A2, an denen eine Schwingungsamplitude Θ₃ des Abtriebsbauteils 15 theoretisch null ist, festgelegt werden können, wie durch eine durchgezogene Linienkurve in 7(a) gezeigt ist. Die Frequenzen der zwei Antiresonanzpunkte A1 und A2 näher an der Frequenz der Schwingung (Resonanz), die durch die Dämpfervorrichtung 10 abzuschwächen ist, auszubilden, verbessert dementsprechend die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung.
Eine Bewegungsgleichung, wie sie durch Ausdruck (1) angegeben ist, kann in einem Schwingungssystem, das die Dämpfervorrichtung 10 der Ausführungsform aufweist, in dem Zustand, dass das Drehmoment von dem Motor EG an das Antriebsbauteil 11 durch Herstellung der Überbrückung übertragen wird und dass die inneren Federn SPi nicht ausgelenkt werden, hergestellt werden. In Ausdruck (1) bezeichnet „J₁“ das Trägheitsmoment des Antriebsbauteils 11; bezeichnet „J₂“ das Trägheitsmoment des Zwischenbauteils 12, wie oben beschrieben wurde; bezeichnet „J₃“ das Trägheitsmoment des Abtriebsbauteils 15; und bezeichnet „J₁“ das Trägheitsmoment des Hohlrads 25, das der Massekörper des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 ist. Außerdem bezeichnet „θ₁“ den Torsionswinkel des Antriebsbauteils 11; bezeichnet „θ₂“ den Torsionswinkel des Zwischenbauteils 12; bezeichnet „θ₃“ den Torsionswinkel des Abtriebsbauteils 15; und bezeichnet „λ“ das Zähnezahlverhältnis (Wälzkreisdurchmesser der Außenzähne 15t (Sonnenrad)/Wälzkreisdurchmesser der Innenzähne 25t des Hohlrads 25) des Planetengetriebes 21, das den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 darstellt, d.h. das Verhältnis der Drehzahl des Hohlrads 25 als der Massekörper zu der Drehzahl des Abtriebsbauteils 15.

[Math. 1] $[\begin{matrix} J_{1} + J_{i} {(1 + λ)}^{2} & 0 & - J_{i} \cdot λ \cdot (1 + λ) \\ 0 & J_{2} & 0 \\ - J_{i} \cdot λ \cdot (1 + λ) & 0 & J_{3} + J_{i} \cdot λ^{2} \end{matrix}] [\begin{matrix} {\ddot{θ}}_{1} \\ {\ddot{θ}}_{2} \\ {\ddot{θ}}_{3} \end{matrix}] + [\begin{matrix} k_{1} & - k_{1} & 0 \\ - k_{1} & k_{1} + k_{2} & - k_{2} \\ 0 & - k_{2} & k_{2} \end{matrix}] [\begin{matrix} θ_{1} \\ θ_{2} \\ θ_{3} \end{matrix}] = [\begin{matrix} T \\ 0 \\ 0 \end{matrix}]$
Außerdem wird unter der Annahme, dass das Eingangsdrehmoment T an das Antriebsbauteil 11 periodisch schwingt, wie oben beschrieben wurde, und dass der Torsionswinkel θ₁ des Antriebsbauteils 11, der Torsionswinkel θ₂ des Zwischenbauteils 12 und der Torsionswinkel θ₃ des Abtriebsbauteils 15 periodisch antworten (schwingen), wie durch [θ₁, θ₂, θ₃]^T = [Θ₁, Θ₂, Θ₃]^T·sinωt ausgedrückt wird, eine Identität, die durch Ausdruck (2) unten angegeben ist, erhalten. In Ausdruck (2) bezeichnet „Θ₁“ die Amplitude der Schwingung (Schwingungsamplitude, d.h. maximaler Torsionswinkel) des Antriebsbauteils 11, die durch Übertragung des Drehmoments von dem Motor EG erzeugt wird; bezeichnet „Θ₂“ die Amplitude der Schwingung (Schwingungsamplitude) des Zwischenbauteils 12, die durch Übertragung des Drehmoments von dem Motor EG an das Antriebsbauteil 11 erzeugt wird; und bezeichnet „Θ₃“ die Amplitude der Schwingung (Schwingungsamplitude) des Abtriebsbauteils 15, die durch Übertragung des Drehmoments von dem Motor EG an das Antriebsbauteil 11 erzeugt wird.

[Math. 2] $[\begin{matrix} T \\ 0 \\ 0 \end{matrix}] = [\begin{matrix} k_{1} - ω^{2} {J_{1} + J_{i} \cdot {(1 + λ)}^{2}} & - k_{1} & ω^{2} \cdot J_{i} \cdot λ \cdot (1 + λ) \\ - k_{l} & k_{1} + k_{2} - ω^{2} \cdot J_{2} & - k_{2} \\ ω^{2} \cdot J_{i} \cdot λ \cdot (1 + λ) & - k_{2} & k_{2} - ω^{2} (J_{3} + J_{i} \cdot λ^{2}) \end{matrix}] [\begin{matrix} Θ_{1} \\ Θ_{2} \\ Θ_{3} \end{matrix}]$
In Ausdruck (2) dämpft, wenn die Schwingungsamplitude Θ₃ des Abtriebsbauteils 15 gleich 0 ist, die Dämpfervorrichtung 10 die Schwingung von dem Motor EG theoretisch voll und bewirkt theoretisch, dass keine Schwingung an das Getriebe TM, die Antriebswelle und dergleichen nachfolgend zu dem Abtriebsbauteil 15 übertragen wird. Dementsprechend wird ein Konditionalausdruck, der durch Ausdruck (3) angegeben ist, erhalten, wenn die Identität von Ausdruck (2) in Bezug auf die Schwingungsamplitude Θ₃ aufgelöst wird und die Schwingungsamplitude Θ₃ gleich 0 gesetzt wird. Ausdruck (3) ist eine quadratische Gleichung hinsichtlich eines Quadratwerts einer Winkelfrequenz ω² in der periodischen Schwankung des Eingangsdrehmoments T. Wenn der Quadratwert der Winkelfrequenz ω² eine von zwei reellen Wurzeln (oder eine mehrfache Wurzel) von Ausdruck (3) ist, heben die Schwingung von dem Motor EG, die von dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 an das Abtriebsbauteil 15 übertragen wird, und die Schwingung, die von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 an das Abtriebsbauteil 15 übertragen wird, einander auf, so dass die Schwingungsamplitude Θ₃ des Abtriebsbauteils 15 theoretisch gleich null wird. Von diesem Punkt versteht man, dass die Dämpfervorrichtung 10 imstande ist, zwei Antiresonanzpunkte, an denen die Schwingungsamplitude Θ₃ des Abtriebsbauteils 15 theoretisch gleich null wird, festzulegen.

[Math. 3] $J_{2} \cdot J_{i} \cdot λ (1 + λ) \cdot {(ω^{2})}^{2} - J_{i} \cdot λ (1 + λ) \cdot (k_{1} + k_{2}) \cdot ω^{2} + k_{1} \cdot k_{2} = 0$
Zwei Lösungen ω₁ und ω₂ von Ausdruck (3), der oben angegeben ist, können aus der quadratischen Formel erhalten werden, bei denen ω₁ < ω₂. Eine Frequenz fa₁ des niederdrehungsseitigen (niederfrequenzseitigen) Antiresonanzpunkts A1 (die nachfolgend „minimale Frequenz“ genannt wird) wird durch Ausdruck (4), der unten angegeben ist, ausgedrückt, und eine Frequenz fa₂ (fa₂ > fa₁) des hochdrehungsseitigen (hochfrequenzseitigen) Antiresonanzpunkts A2 wird durch Ausdruck (5), der unten angegeben ist, ausgedrückt. Zudem wird die Drehzahl Nea₁, die der minimalen Frequenz fa₁ entspricht, durch Nea₁ = (120/n)·fa₁ ausgedrückt, bei dem „n“ die Anzahl von Zylindern des Motors EG bezeichnet.

[Math. 4] $f a_{1} = \frac{ω_{1}}{2 π} = \frac{1}{2 π} \sqrt{\frac{(k_{1} + k_{2}) - \sqrt{{(k_{1} + k_{2})}^{2} - 4 \cdot \frac{J_{2}}{J_{i}} \cdot k_{1} \cdot k_{2} \cdot \frac{1}{λ (1 + λ)}}}{2 \cdot J_{2}}}$
$f a_{2} = \frac{ω_{2}}{2 π} = \frac{1}{2 π} \sqrt{\frac{(k_{1} + k_{2}) + \sqrt{{(k_{1} + k_{2})}^{2} - 4 \cdot \frac{J_{2}}{J_{i}} \cdot k_{1} \cdot k_{2} \cdot \frac{1}{λ (1 + λ)}}}{2 \cdot J_{2}}}$
Gemäß der Ausführungsform 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 und das Trägheitsmoment J_i des Hohlrads 25 als der Massekörper des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20 basierend auf der Überbrückungsdrehzahl Nlup der Überbrückungskupplung 8, die eine Drehzahl ist, wenn der Motor EG und die Dämpfervorrichtung 10 zum ersten Mal nach einem Start des Motors EG miteinander gekoppelt werden (die niedrigste unter einer Mehrzahl von Überbrückungsdrehzahlen), und den Frequenzen fa₁ und fa₂ ausgewählt und festgelegt. Diese Ausgestaltung verbessert weiter die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung 10. Es ist vorzuziehen, dass die Überbrückungsdrehzahl Nlup der Überbrückungskupplung 8 innerhalb eines vorherbestimmten Drehzahlbereichs um die Drehzahl Nea₁, die der Frequenz des niederdrehungsseitigen Antiresonanzpunkts A1 (minimale Frequenz fa₁) entspricht, festgelegt ist (beispielsweise Nea₁ - 500 UpM ≤ Nlup ≤ Nea₁ + 500 UpM). Wie in 7 gezeigt ist, kann die Überbrückungsdrehzahl Nlup so festgelegt sein, dass sie niedriger als die Drehzahl Nea₁ des Motors EG, die der Frequenz des niederdrehungsseitigen Antiresonanzpunkts A1 entspricht, ist, kann gleich der Drehzahl Nea₁ festgelegt sein oder kann auf einen Wert nahe an der Drehzahl Nea₁ festgelegt sein (beispielsweise Nea₁ - 100 UpM ≤ Nlup ≤ Nea₁ + 100 UpM). Außerdem ist gemäß der Ausführungsform, wie in 7 gezeigt ist, die Überbrückungsdrehzahl Nlup höher als eine Drehzahl, die der Frequenz einer Resonanz an dem Resonanzpunkt R1 entspricht, und ist niedriger als eine Drehzahl, die der Eigenfrequenz f₁₂ des Zwischenbauteils 12 entspricht. Die Resonanz an dem Resonanzpunkt R1 (Resonanz bei der kleineren zwischen den zwei Eigenfrequenzen) ist eine virtuelle Resonanz, die in dem Drehzahlbereich, in dem die Dämpfervorrichtung 10 verwendet wird, nicht auftritt.
Wenn beispielsweise das Trägheitsmoment J₂ des Zwischenbauteils 12 im Hinblick auf ein weiteres Reduzieren der minimalen Frequenz fa₁ erhöht wird, reduziert dies den Dämpfungsgrad ς des Zwischenbauteils 12 und macht es schwierig, dass die Schwingung des Zwischenbauteils 12 konvergiert. Dies erhöht dementsprechend die Amplitude der Resonanz (R2) des Zwischenbauteils 12, das in dem ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 enthalten ist, wie durch eine unterbrochene Linienkurve in 7(b) gezeigt ist. Die Zunahme in der Amplitude der Resonanz des Zwischenbauteils 12 bewirkt eine Unzulänglichkeit des Trägheitsdrehmoments, das von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 an das Abtriebsbauteil 15 übertragen wird, relativ zu der Resonanz. Es ist somit wahrscheinlich, dabei zu versagen, das Schwingungsniveau in der Umgebung des Resonanzpunkts R2 des Zwischenbauteils und des entsprechenden hochdrehungsseitigen (hochfrequenzseitigen) Antiresonanzpunkts A2 ausreichend zu verringern, wie durch eine unterbrochene Linienkurve in 7(a) gezeigt ist.
Im Hinblick auf ein Abschwächen der Resonanz (R2) des Zwischenbauteils 12 ist die Dämpfervorrichtung 10 mit dem Abschwächungsmechanismus 90 versehen, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Zwischenbauteil 12 zu erzeugen, wie oben beschrieben wurde. Wie durch eine durchgezogene Linienkurve in 7(a) gezeigt ist, unterdrückt dies eine Zunahme in der Amplitude der Resonanz des Zwischenbauteils 12 und verringert effektiv das Schwingungsniveau in der Umgebung des Resonanzpunkts R2 und des hochdrehungsseitigen Antiresonanzpunkts A2 durch das Trägheitsdrehmoment, das von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20 an das Abtriebsbauteil 15 übertragen wird (wie durch die durchgezogene Linienkurve in 7(a) gezeigt ist). Infolgedessen verbessert die Dämpfervorrichtung 10 weiter die Schwingungsdämpfungsleistung durch geeigneteres Auswählen des dynamischen Reibungskoeffizienten des Reibungsbauteils 91 (Unterlegscheibenabschnitts 91a) und der Steifigkeit des Drängbauteils (Tellerfeder).
In der Dämpfervorrichtung 10, in der der Dämpfungsgrad ς kleiner als der Wert 1 ist und die Drehzahl, die der Eigenfrequenz f₁₂ des Zwischenbauteils 12 entspricht, höher als die Überbrückungsdrehzahl Nlup ist, tritt eine Resonanz des Zwischenbauteils 12 auf, wenn die Drehzahl des Antriebsbauteils 11 höher als die Drehzahl Nea₁, die der Frequenz fa₁ des niederdrehungsseitigen (niederfrequenzseitigen) Antiresonanzpunkt A1 entspricht, wird. Dementsprechend verringert die Dämpfervorrichtung 10, die mit dem Abschwächungsmechanismus 90 zum Abschwächen der Resonanz des Zwischenbauteils 12 versehen ist, effektiver das Schwingungsniveau in der Umgebung des Resonanzpunkts R2 des Zwischenbauteils 12 und des hochdrehungsseitigen (hochfrequenzseitigen) Antiresonanzpunkts A2. Zudem unterdrückt ein Einsetzen des Abschwächungsmechanismus 90 zum Erzeugen der Reibungskraft zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Zwischenbauteil 12, wie in der obigen Ausführungsform beschrieben wurde, eine Verschiebung in der Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11 an das Abtriebsbauteil 15 über den ersten Drehmomentübertragungsweg TP1 übertragen wird, durch Erzeugung der Reibungskraft zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Zwischenbauteil 12 und schwächt effektiv die Resonanz des Zwischenbauteils 12 ab.
In dem Abschwächungsmechanismus 90 der Dämpfervorrichtung 10 sind das Reibungsbauteil 91 und das Drängbauteil 92 zwischen dem zweiten Eingangsplattenbauteil 112 des Antriebsbauteils 11 und dem zweiten Zwischenplattenbauteil 122 des Zwischenbauteils 12 so platziert, dass sie sich integral mit dem Zwischenbauteil 12 drehen. Diese Ausgestaltung ist jedoch nicht wesentlich. Genauer gesagt können das Reibungsbauteil 91 und das Drängbauteil 92 zwischen dem zweiten Eingangsplattenbauteil 112 des Antriebsbauteils 11 und dem zweiten Zwischenplattenbauteil 122 des Zwischenbauteils 12 so platziert sein, dass sie sich integral mit dem Antriebsbauteil 11 drehen. In der Dämpfervorrichtung 10 kann das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Antriebsbauteil 11 gekoppelt (integriert) sein, und das Abtriebsbauteil 15 kann als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein.
8 ist eine vergrößerte Schnittansicht, die eine andere Dämpfervorrichtung 10B der vorliegenden Offenbarung darstellt. Jenen der Dämpfervorrichtung 10, die oben beschrieben wurde, gleiche Komponenten unter Komponenten der Dämpfervorrichtung 10B werden durch gleiche Bezugszeichen ausgedrückt, und die duplizierte Beschreibung ist weggelassen. Die Dämpfervorrichtung 10B, die in 8 gezeigt ist, weist einen Abschwächungsmechanismus 95, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft zwischen einem Zwischenbauteil 12B und einem Abtriebsbauteil 15B zu erzeugen und die Resonanz des Zwischenbauteils 12B abzuschwächen, auf. Wie dargestellt ist, nimmt in der Dämpfervorrichtung 10B ein erstes Eingangsplattenbauteil 111B eines Antriebsbauteils 11B einen Abschnitt, der auf der inneren Seite in der radialen Richtung als ein Abschnitt, der dem inneren Federplatzierungsfenster 111wi entspricht, gelegen ist, aus. Ein Reibungsbauteil 96 und ein Drängbauteil 97 des Abschwächungsmechanismus 95 sind zwischen einem Innenumfangsabschnitt eines ersten Zwischenplattenbauteils 121B des Zwischenbauteils 12B und einem Innenumfangsabschnitt des Abtriebsbauteils 15B in der axialen Richtung platziert.
Das Reibungsbauteil 96 ist aus beispielsweise einem Harz ausgebildet und weist einen flachen plattenartigen, ringförmigen Unterlegscheibenabschnitt 96a und eine Mehrzahl von Vorsprüngen 96p, die in der axialen Richtung von einer Oberfläche des Unterlegscheibenabschnitts 96a vorstehen und in Intervallen in der Umfangsrichtung angeordnet sind (beispielsweise drei Vorsprünge 96p, die in Intervallen von 120 Grad angeordnet sind), auf, wie in 8 gezeigt ist. Das Drängbauteil 97 ist eine ringförmige Tellerfeder, die aus einem Metall ausgebildet ist, und weist eine Mehrzahl von Einschnitten (die nicht gezeigt sind), die von seinem Innenumfangsrand in der radialen Richtung nach außen ausgedehnt sind und in Intervallen in der Umfangsrichtung angeordnet sind (dieselbe Anzahl von Einschnitten wie die Anzahl der Vorsprünge 96p, beispielsweise drei Einschnitte, die in Intervallen von 120 Grad angeordnet sind), auf.
Jeder der Vorsprünge 96p des Reibungsbauteils 96 ist in einem entsprechenden Einschnitt (oder Loch) 121n, das in dem Innenumfangsabschnitt des ersten Zwischenplattenbauteils 121B des Zwischenbauteils 12B ausgebildet ist, angebracht, so dass das Reibungsbauteil 96 dazu ausgebildet ist, sich integral mit dem ersten Zwischenplattenbauteil 121B, d.h. mit dem Zwischenbauteil 12B, zu drehen. Zudem ist das Drängbauteil 97 zwischen dem Innenumfangsabschnitt des ersten Zwischenplattenbauteils 121B und einer hinteren Oberfläche des Unterlegscheibenabschnitts 96a des Reibungsbauteils 96 platziert, so dass es um einen vorherbestimmten Betrag gequetscht wird, so dass ein entsprechender Vorsprung 96p des Reibungsbauteils 96 lose in jedem Einschnitt angebracht ist, und dazu ausgebildet ist, sich integral mit dem Zwischenbauteil 12B zu drehen. Das Reibungsbauteil 96 wird dementsprechend durch das Drängbauteil 97 von der Erstes-Zwischenplattenbauteil-121B-Seite des Zwischenbauteils 12B in Richtung auf die Abtriebsbauteil-15B-Seite gedrängt. Eine Oberfläche des Unterlegscheibenabschnitts 96a auf der zu den Vorsprüngen 96p entgegengesetzten Seite wird gegen den Innenumfangsabschnitt des Abtriebsbauteils 15B gedrückt. Dieser Abschwächungsmechanismus 95 dient auch zum Erzeugen einer Reibungskraft zwischen dem Zwischenbauteil 12B und dem Abtriebsbauteil 15B begleitet von einer relativen Drehung zwischen dem Zwischenbauteil 12B und dem Abtriebsbauteil 15B und schwächt die Resonanz des Zwischenbauteils 12B geeignet ab. In dem Abschwächungsmechanismus 95 der Dämpfervorrichtung 10B können das Reibungsbauteil 96 und das Drängbauteil 97 zwischen dem ersten Zwischenplattenbauteil 121B des Zwischenbauteils 12B und dem Abtriebsbauteil 15B platziert sein, so dass sie sich integral mit dem Abtriebsbauteil 15B drehen.
9 ist eine vergrößerte Schnittansicht, die eine andere Dämpfervorrichtung 10C der vorliegenden Offenbarung darstellt. Jenen der Dämpfervorrichtungen 10 und 10B, die oben beschrieben wurden, gleiche Komponenten unter Komponenten der Dämpfervorrichtung 10C werden durch gleiche Bezugszeichen ausgedrückt, und die duplizierte Beschreibung ist weggelassen. Die Dämpfervorrichtung 10C, die in 9 gezeigt ist, weist sowohl einen Abschwächungsmechanismus (ersten Abschwächungsmechanismus) 90, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft zwischen einem zweiten Eingangsplattenbauteil 112 eines Antriebsbauteils 11C und einem zweiten Zwischenplattenbauteil 122 eines Zwischenbauteils 12C zu erzeugen und die Resonanz des Zwischenbauteils 12C abzuschwächen, als auch einen Abschwächungsmechanismus (zweiten Abschwächungsmechanismus) 95, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft zwischen einem ersten Zwischenplattenbauteil 121C des Zwischenbauteils 12C und einem Abtriebsbauteil 15C zu erzeugen und die Resonanz des Zwischenbauteils 12C abzuschwächen, auf. In der Dämpfervorrichtung 10C ist ein erstes Eingangsplattenbauteil 111C des Antriebsbauteils 11C identisch mit dem ersten Eingangsplattenbauteil 111B des Antriebsbauteils 11B, das oben beschrieben wurde.
In dieser Dämpfervorrichtung 10C wird ein Reibungsbauteil (erstes Reibungsbauteil) 91 durch ein Drängbauteil (erstes Drängbauteil) 92 von der Zweites-Zwischenplattenbauteil-122-Seite des Zwischenbauteils 12C in Richtung auf die Zweites-Eingangsplattenbauteil-112-Seite des Antriebsbauteils 11C gedrängt, und eine Oberfläche eines Unterlegscheibenabschnitts 91a auf der zu Vorsprüngen 91p entgegengesetzten Seite wird gegen den Innenumfangsabschnitt des zweiten Eingangsplattenbauteils 112 gedrückt. Ein Reibungsbauteil (zweites Reibungsbauteil) 96 wird durch ein Drängbauteil (zweites Drängbauteil) 97 von der Erstes-Zwischenplattenbauteil-121C-Seite des Zwischenbauteils 12C in Richtung auf die Abtriebsbauteil-15C-Seite gedrängt, und eine Oberfläche eines Unterlegscheibenabschnitts 96a auf der zu Vorsprüngen 96p entgegengesetzten Seite wird gegen den Innenumfangsabschnitt des Abtriebsbauteils 15C gedrückt. Die Dämpfervorrichtung 10C erzeugt dementsprechend Reibungskräfte zwischen dem Antriebsbauteil 11C und dem Zwischenbauteil 12C und zwischen dem Zwischenbauteil 12C und dem Abtriebsbauteil 15C begleitet von relativen Drehungen des Antriebsbauteils 11C, des Zwischenbauteils 12C und des Abtriebsbauteils 15C zueinander und schwächt die Resonanz des Zwischenbauteils 12C geeignet ab. In dem Abschwächungsmechanismus 90 der Dämpfervorrichtung 10C können das Reibungsbauteil 91 und das Drängbauteil 92 zwischen dem zweiten Eingangsplattenbauteil 112 des Antriebsbauteils 11C und dem zweiten Zwischenplattenbauteil 122 des Zwischenbauteils 12C so platziert sein, dass sie sich integral mit dem Antriebsbauteil 11C drehen. In dem Abschwächungsmechanismus 95 der Dämpfervorrichtung 10C können das Reibungsbauteil 96 und das Drängbauteil 97 zwischen dem ersten Zwischenplattenbauteil 121C des Zwischenbauteils 12C und dem Abtriebsbauteil 15C so platziert sein, dass sie sich integral mit dem Abtriebsbauteil 15C drehen.
10 ist eine vergrößerte Schnittansicht, die eine andere Dämpfervorrichtung 10D der vorliegenden Offenbarung darstellt. Jenen der Dämpfervorrichtungen 10, 10B und 10C, die oben beschrieben wurden, gleiche Komponenten unter Komponenten der Dämpfervorrichtung 10D werden durch gleiche Bezugszeichen ausgedrückt, und die duplizierte Beschreibung ist weggelassen. Die Dämpfervorrichtung 10D, die in 10 gezeigt ist, weist einen Abschwächungsmechanismus 95D, der dazu ausgebildet ist, die Resonanz eines Zwischenbauteils 12D mit einem Variieren einer Reibungskraft, die zwischen dem Zwischenbauteil 12D und einem Abtriebsbauteil 15D erzeugt wird, gemäß der Drehzahl des Antriebsbauteils 11D abzuschwächen. In der Dämpfervorrichtung 10D ist ein erstes Eingangsplattenbauteil 111D des Antriebsbauteils 11D identisch mit dem ersten Eingangsplattenbauteil 111B des Antriebsbauteils 11B, das oben beschrieben wurde. Ein Reibungsbauteil 96D und ein Drängbauteil 97D des Abschwächungsmechanismus 95D sind zwischen einem Innenumfangsabschnitt eines ersten Zwischenplattenbauteils 121D des Zwischenbauteils 12D und einem Innenumfangsabschnitt des Abtriebsbauteils 15D platziert.
Das Reibungsbauteil 96D ist aus beispielsweise einem Harz ausgebildet und weist einen flachen plattenartigen, ringförmigen Unterlegscheibenabschnitt 96a und eine Mehrzahl von Vorsprüngen 96p, die in der axialen Richtung von einer Oberfläche des Unterlegscheibenabschnitts 96a vorstehen und in Intervallen in der Umfangsrichtung angeordnet sind (beispielsweise drei Vorsprünge 96p, die in Intervallen von 120 Grad angeordnet sind), auf. Das Drängbauteil 97D ist eine ringförmige Tellerfeder, die aus einem Metall ausgebildet ist, und weist einen kleineren Innendurchmesser als jenen des Drängbauteils 97, das in 8 gezeigt ist, auf. Zudem weist das Drängbauteil 97D eine Mehrzahl von ausgedehnten Abschnitten 97e, die von einem Innenumfangsabschnitt in der axialen Richtung zu der zu einem Außenumfang entgegengesetzten Seite ausgedehnt sind und in Intervallen in der Umfangsrichtung angeordnet sind (beispielsweise vier ausgedehnte Abschnitte 97e, die in Intervallen von 90 Grad angeordnet sind), und eine Mehrzahl von Öffnungen 97h, die auf der äußeren Seite in der radialen Richtung der ausgedehnten Abschnitte 97e gelegen sind und in Intervallen in der Umfangsrichtung angeordnet sind (dieselbe Anzahl von Öffnungen 97h wie die Anzahl von Vorsprüngen 96p, beispielsweise drei Öffnungen 97h, die in Intervallen von 120 Grad angeordnet sind), auf. Wie dargestellt ist, ist ein Massekörper 98 an einer radialen Außenoberfläche jedes der ausgedehnten Abschnitte 97e des Drängbauteils 97D befestigt.
In der Dämpfervorrichtung 10D ist jeder der Vorsprünge 96p des Reibungsbauteils 96D in einem entsprechenden Einschnitt (oder Loch) 121n, das in dem Innenumfangsabschnitt des ersten Zwischenplattenbauteils 121D des Zwischenbauteils 12D ausgebildet ist, angebracht, so dass das Reibungsbauteil 96D dazu ausgebildet ist, sich integral mit dem ersten Zwischenplattenbauteil 121D, d.h. mit dem Zwischenbauteil 12D, zu drehen. Das Drängbauteil 97D ist zwischen dem Innenumfangsabschnitt des ersten Zwischenplattenbauteils 121D und einer hinteren Oberfläche des Unterlegscheibenabschnitts 96a des Reibungsbauteils 96D platziert, so dass in jeder Öffnung 97h ein entsprechender Vorsprung 96p des Reibungsbauteils 96D lose angebracht ist, und ist dazu ausgebildet, sich integral mit dem Zwischenbauteil 12D zu drehen. In dem montierten Zustand der Dämpfervorrichtung 10D kontaktiert ein Außenumfangsabschnitt des Drängbauteils 97D die hintere Oberfläche des Unterlegscheibenabschnitts 96a des Reibungsbauteils 96D, und ein Abschnitt des Drängbauteils 97D auf der äußeren Seite in der radialen Richtung jedes der ausgedehnten Abschnitte 97e (Abschnitt in der Umgebung der Öffnung 97h) kontaktiert den Innenumfangsabschnitt des ersten Zwischenplattenbauteils 121D, so dass er geringfügig gequetscht wird. Außerdem sind der Innenumfangsabschnitt und die jeweiligen ausgedehnten Abschnitte 97e des Drängbauteils 97D und die jeweiligen Massekörper 98 auf der inneren Seite in der radialen Richtung (mittleren Seite) eines Innenumfangsrands des ersten Zwischenplattenbauteils 121D und in der axialen Richtung der Dämpfervorrichtung 10D weiter weg von dem Unterlegscheibenabschnitt 96a des Reibungsbauteils 96D als ein Kontakt des Drängbauteils 97D mit dem ersten Zwischenplattenbauteil 121D (Punkt einer Abstützung) gelegen.
In dem Abschwächungsmechanismus 95D, der die oben beschriebene Ausgestaltung aufweist, bewegt sich, wenn das Drehmoment an das Antriebsbauteil 11D zum Erhöhen der Drehzahl des Antriebsbauteils 11D übertragen wird, jeder der Massekörper 98 (und der ausgedehnte Abschnitt 97e) durch die Zentrifugalkraft in der radialen Richtung nach außen, so dass er sich dem Unterlegscheibenabschnitt 96a des Reibungsbauteils 96D nähert (wie durch einen Pfeil mit durchgezogener Linie in 10 gezeigt ist). Mit einer Zunahme an Drehzahl des Antriebsbauteils 11D wird das Reibungsbauteil 96D durch das Drängbauteil 97D stark von der Erstes-Zwischenplattenbauteil-121D-Seite des Zwischenbauteils 12D in Richtung auf das Abtriebsbauteil 15D gedrängt. Mit einer Zunahme an Drehzahl des Antriebsbauteils 11D wird eine Oberfläche des Unterlegscheibenabschnitts 96a auf der zu den Vorsprüngen 96p entgegengesetzten Seite stark gegen den Innenumfangsabschnitt des Abtriebsbauteils 15D gedrückt. Dementsprechend erhöht der Abschwächungsmechanismus 95D die Reibungskraft zwischen dem Zwischenbauteil 12D und dem Abtriebsbauteil 15D mit einer Zunahme an Drehzahl des Antriebsbauteils 11D. Infolgedessen verringert dies die Reibungskraft, die bei einer niedrigen Drehzahl des Antriebsbauteils 11D erzeugt wird. Diese Ausgestaltung schwächt somit extrem effektiv die Resonanz des Zwischenbauteils 12D ab, während sie effektiv eine Verschiebung in der Phase der Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11D an das Abtriebsbauteil 15D übertragen wird, begleitet von der Erzeugung der Reibungskraft unterdrückt.
Der Abschwächungsmechanismus 95D kann dazu ausgebildet sein, eine Reibungskraft zwischen dem Antriebsbauteil 11D und dem Zwischenbauteil 12D zu erzeugen. Die Dämpfervorrichtung 10D kann zudem mit einem Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, die Resonanz des Zwischenbauteils 12D mit einem Variieren einer Reibungskraft zwischen dem Antriebsbauteil 11D und dem Zwischenbauteil 12D abzuschwächen, versehen sein.
11 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung 1X mit einer anderen Dämpfervorrichtung 10X der vorliegenden Offenbarung darstellt. Jenen der Startvorrichtung 1 und der Dämpfervorrichtung 10 oder dergleichen, die oben beschrieben wurden, gleiche Komponenten unter Komponenten der Startvorrichtung 1X und der Dämpfervorrichtung 10X werden durch gleiche Bezugszeichen ausgedrückt, und die duplizierte Beschreibung ist weggelassen.
Die Dämpfervorrichtung 10X, die in 11 gezeigt ist, weist ein Antriebsbauteil (Eingangselement) 11X, ein Zwischenbauteil (Zwischenelement) 12X und ein Abtriebsbauteil (Ausgangselement) 15X als Drehelemente auf. Die Dämpfervorrichtung 10X weist auch eine Mehrzahl von ersten Federn (erster elastischer Körper) SP1, die so angeordnet sind, dass sie das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11X und dem Zwischenbauteil 12X übertragen; und eine Mehrzahl von zweiten Federn (zweiter elastischer Körper) SP2, die so angeordnet sind, dass sie jeweils in Reihe mit den entsprechenden ersten Federn SP1 arbeiten und das Drehmoment zwischen dem Zwischenbauteil 12X und dem Abtriebsbauteil 15X übertragen, als Drehmomentübertragungselemente (elastischer Drehmomentübertragungskörper) auf. Die Mehrzahl von ersten Federn (erster elastischer Körper) SP1, das Zwischenbauteil 12X und die Mehrzahl von zweiten Federn (zweiter elastischer Körper) SP2 stellen einen Drehmomentübertragungsweg TP zwischen dem Antriebsbauteil 11X und dem Abtriebsbauteil 15X dar.
Die Dämpfervorrichtung 10X weist ferner einen Rotationsträgheitsmassedämpfer 20X auf, der durch ein Einzelritzeltypplanetengetriebe 21 ausgebildet ist, wie der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20, der oben beschrieben wurde. Der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20X ist parallel zu dem Drehmomentübertragungsweg TP zwischen dem Antriebsbauteil 11X und dem Abtriebsbauteil 15X vorgesehen. In dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20X stützt das Antriebsbauteil 11X eine Mehrzahl von Ritzeln 23 drehbar ab und dient als ein Träger des Planetengetriebes 21. Das Abtriebsbauteil 15X weist Außenzähne 15t auf und dient als ein Sonnenrad des Planetengetriebes 21.
Die Dämpfervorrichtung 10X weist auch einen ersten Anschlag ST1, der dazu ausgebildet ist, eine relative Drehung zwischen dem Antriebsbauteil 11X und dem Zwischenbauteil 12X zu begrenzen, d.h., eine Auslenkung der ersten Federn SP1 zu begrenzen; und einen zweiten Anschlag ST2, der dazu ausgebildet ist, eine relative Drehung zwischen dem Zwischenbauteil 12X und dem Abtriebsbauteil 15X zu begrenzen, d.h., eine Auslenkung der zweiten Federn SP2 zu begrenzen, auf. Einer von dem ersten und dem zweiten Anschlag ST1 und ST2 begrenzt die relative Drehung zwischen dem Antriebsbauteil 11X und dem Zwischenbauteil 12X oder die relative Drehung zwischen dem Zwischenbauteil 12X und dem Abtriebsbauteil 15X, wenn das Eingangsdrehmoment an das Antriebsbauteil 11X ein vorherbestimmtes Drehmoment T1, das kleiner als ein Drehmoment T2 ist, das einem maximalen Torsionswinkel θmax der Dämpfervorrichtung 10X entspricht, erreicht und ein Torsionswinkel des Antriebsbauteils 11X relativ zu dem Abtriebsbauteil 15X gleich oder größer als ein vorherbestimmter Winkel θref wird. Der andere von dem ersten und dem zweiten Anschlag ST1 und ST2 begrenzt die relative Drehung zwischen dem Zwischenbauteil 12X und dem Abtriebsbauteil 15X oder die relative Drehung zwischen dem Antriebsbauteil 11X und dem Zwischenbauteil 12X, wenn das Eingangsdrehmoment an das Antriebsbauteil 11X das Drehmoment T2 erreicht.
Diese Ausgestaltung erlaubt Auslenkungen der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2, bis einer von dem ersten und dem zweiten Anschlag ST1 und ST2 agiert. Wenn einer von dem ersten und dem zweiten Anschlag ST1 und ST2 agiert, wird eine Auslenkung einer der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2 begrenzt. Wenn sowohl der erste als auch der zweite Anschlag ST1 und ST2 agieren, werden Auslenkungen sowohl der ersten als auch der zweiten Federn SP1 und SP2 begrenzt. Dementsprechend weist die Dämpfervorrichtung 10X zweischrittige (zweistufige) Dämpfungscharakteristiken auf. Der erste Anschlag ST1 oder der zweite Anschlag ST2 kann dazu ausgebildet sein, die relative Drehung zwischen dem Antriebsbauteil 11X und dem Abtriebsbauteil 15X zu begrenzen.
Die Dämpfervorrichtung 10X, die die Ausgestaltung, die oben beschrieben wurde, aufweist, ist mit einem Abschwächungsmechanismus 90 versehen, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft zwischen dem Antriebsbauteil 11X und dem Zwischenbauteil 12X zu erzeugen und die Resonanz des Zwischenbauteils 12X abzuschwächen, wie in 11 gezeigt ist, und weist dementsprechend jenen der Dämpfervorrichtung 10 oder dergleichen, die oben beschrieben wurden, ähnliche Funktionen und vorteilhafte Wirkungen auf. Die Dämpfervorrichtung 10X kann auch mit einem Abschwächungsmechanismus 95 versehen sein, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft zwischen dem Zwischenbauteil 12X und dem Abtriebsbauteil 15X zu erzeugen und die Resonanz des Zwischenbauteils 12X abzuschwächen, wie durch eine Zweipunktkettenlinie in der Zeichnung gezeigt ist. Die Dämpfervorrichtung 10X kann mit sowohl dem Abschwächungsmechanismus 90 als auch 95 versehen sein. Außerdem kann die Dämpfervorrichtung 10X mit mindestens einem von einem Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, die Resonanz des Zwischenbauteils 12X mit einem Variieren der Reibungskraft zwischen dem Antriebsbauteil 11X und dem Zwischenbauteil 12X abzuschwächen, und einem Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, die Resonanz des Zwischenbauteils 12X mit einem Variieren der Reibungskraft zwischen dem Zwischenbauteil 12X und dem Abtriebsbauteil 15X abzuschwächen, versehen sein.
In der Dämpfervorrichtung 10X kann eine von den ersten und den zweiten Federn SP1 und SP2 in Intervallen in der Umfangsrichtung auf einer äußeren Seite der anderen in der radialen Richtung angeordnet sein. Beispielsweise kann die Mehrzahl von ersten Federn SP1 in Intervallen in der Umfangsrichtung in einem außenumfangsseitigen Bereich der Fluidkammer 9 angeordnet sein, und die Mehrzahl von zweiten Federn SP2 kann in Intervallen in der Umfangsrichtung auf einer inneren Seite in der radialen Richtung der Mehrzahl von ersten Federn SP1 angeordnet sein. In dieser Ausgestaltung können die ersten Federn SP1 und die zweiten Federn SP2 so angeordnet sein, dass sie in der radialen Richtung betrachtet teilweise miteinander überlappen. Außerdem kann in der Dämpfervorrichtung 10X das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Antriebsbauteil 11X gekoppelt (integriert) sein, und das Abtriebsbauteil 15X kann als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein.
12 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung 1Y mit einer anderen Dämpfervorrichtung 10Y der vorliegenden Offenbarung darstellt. Jenen der Startvorrichtung 1 und der Dämpfervorrichtung 10 oder dergleichen, die oben beschrieben wurden, gleiche Komponenten unter Komponenten der Startvorrichtung 1Y und der Dämpfervorrichtung 10Y werden durch gleiche Bezugszeichen ausgedrückt, und die duplizierte Beschreibung ist weggelassen.
Die Dämpfervorrichtung 10Y, die in 12 gezeigt ist, weist ein Antriebsbauteil (Eingangselement) 11Y, ein erstes Zwischenbauteil (erstes Zwischenelement) 13, ein zweites Zwischenbauteil (zweites Zwischenelement) 14 und ein Abtriebsbauteil (Ausgangselement) 15Y als Drehelemente auf. Die Dämpfervorrichtung 10Y weist auch eine Mehrzahl von ersten Federn (erster elastischer Körper) SP1', die so angeordnet sind, dass sie das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11Y und dem ersten Zwischenbauteil 13 übertragen; eine Mehrzahl von zweiten Federn (zweiter elastischer Körper) SP2', die so angeordnet sind, dass sie das Drehmoment zwischen dem ersten Zwischenbauteil 13 und dem zweiten Zwischenbauteil 14 übertragen; und eine Mehrzahl von dritten Federn (dritter elastischer Körper) SP3, die so angeordnet sind, dass sie das Drehmoment zwischen dem zweiten Zwischenbauteil 14 und dem Abtriebsbauteil 15Y übertragen, als Drehmomentübertragungselemente (elastischer Drehmomentübertragungskörper) auf. Die Mehrzahl von ersten Federn (erster elastischer Körper) SP1', das erste Zwischenbauteil 13, die Mehrzahl von zweiten Federn (zweiter elastischer Körper) SP2', das zweite Zwischenbauteil 14 und die Mehrzahl von dritten Federn SP3 stellen einen Drehmomentübertragungsweg TP zwischen dem Antriebsbauteil 11Y und dem Abtriebsbauteil 15Y dar. Die Dämpfervorrichtung 10Y weist ferner einen Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Y auf, der durch ein Einzelritzeltypplanetengetriebe 21 ausgebildet ist, wie der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20, der oben beschrieben wurde. Der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Y ist parallel zu dem Drehmomentübertragungsweg TP zwischen dem Antriebsbauteil 11Y und dem Abtriebsbauteil 15Y vorgesehen.
In der Dämpfervorrichtung 10Y, die das erste und das zweite Zwischenbauteil 13 und 14 aufweist, treten, wenn die Auslenkungen aller der ersten bis dritten Federn SP1', SP2' und SP3 erlaubt sind, drei Resonanzen in dem Drehmomentübertragungsweg TP auf. Genauer gesagt tritt eine Resonanz der gesamten Dämpfervorrichtung 10Y in dem Drehmomentübertragungsweg TP aufgrund von Schwingungen des Antriebsbauteils 11Y und des Abtriebsbauteils 15Y in entgegengesetzten Phasen auf, wenn die Auslenkungen der ersten bis dritten Federn SP1', SP2' und SP3 erlaubt sind. Eine Resonanz tritt auch in dem Drehmomentübertragungsweg TP aufgrund von Schwingungen des ersten und des zweiten Zwischenbauteils 13 und 14 in zu den Phasen der Schwingungen sowohl des Antriebsbauteils 11Y als auch des Abtriebsbauteils 15Y entgegengesetzten Phasen auf, wenn die Auslenkungen der ersten bis dritten Federn SP1', SP2' und SP3 erlaubt sind. Eine Resonanz tritt ferner in dem Drehmomentübertragungsweg TP aufgrund einer Schwingung des ersten Zwischenbauteils 13 in einer zu der Phase der Schwingung des Antriebsbauteils 11Y entgegengesetzten Phase, einer Schwingung des zweiten Zwischenbauteils 14 in einer zu der Phase der Schwingung des ersten Zwischenbauteils 13 entgegengesetzten Phase und einer Schwingung des Abtriebsbauteils 15Y in einer zu der Schwingung des zweiten Zwischenbauteils 14 entgegengesetzten Phase auf, wenn die Auslenkungen der ersten bis dritten Federn SP1', SP2' und SP3 erlaubt sind. Dementsprechend ist die Dämpfervorrichtung 10Y imstande, drei Antiresonanzpunkte festzulegen, an denen die Schwingung, die von dem Drehmomentübertragungsweg TP an das Abtriebsbauteil 15Y übertragen wird, und die Schwingung, die von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Y an das Abtriebsbauteil 15Y übertragen wird, einander theoretisch aufheben.
Die Dämpfervorrichtung 10Y ist mit einem Abschwächungsmechanismus 90 versehen, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft, beispielsweise zwischen dem Antriebsbauteil 11Y und dem ersten Zwischenbauteil 13, zu erzeugen und die Resonanz des ersten Zwischenbauteils 13 abzuschwächen, wie in 12 gezeigt ist, und weist dementsprechend jenen der Dämpfervorrichtung 10 oder dergleichen, die oben beschrieben wurden, ähnliche Funktionen und vorteilhafte Wirkungen auf. Die Dämpfervorrichtung 10Y kann auch mit einem Abschwächungsmechanismus 95 versehen sein, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft zwischen dem ersten Zwischenbauteil 13 und dem Abtriebsbauteil 15Y zu erzeugen und die Resonanz des ersten Zwischenbauteils 13 abzuschwächen, wie durch eine Zweipunktkettenlinie in der Zeichnung gezeigt ist. Die Dämpfervorrichtung 10Y kann mit sowohl dem Abschwächungsmechanismus 90 als auch 95 versehen sein. Außerdem kann die Dämpfervorrichtung 10Y mit einem Abschwächungsmechanismus versehen sein, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft zwischen dem ersten und dem zweiten Zwischenbauteil 13 und 14 zu erzeugen. Die Dämpfervorrichtung 10Y kann auch mit mindestens einem von einem Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, die Resonanz des ersten Zwischenbauteils 13 mit einem Variieren der Reibungskraft zwischen dem Antriebsbauteil 11Y und dem ersten Zwischenbauteil 13 abzuschwächen, und einem Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, die Resonanz des ersten Zwischenbauteils 13 mit einem Variieren der Reibungskraft zwischen dem ersten Zwischenbauteil 13 und dem Abtriebsbauteil 15Y abzuschwächen, versehen sein. Zudem kann die Dämpfervorrichtung 10Y mit einem Abschwächungsmechanismus versehen sein, der dazu ausgebildet ist, die Resonanz des zweiten Zwischenelements abzuschwächen.
Die Dämpfervorrichtung 10Y kann derart ausgebildet sein, dass drei oder mehr Zwischenbauteile in dem Drehmomentübertragungsweg TP enthalten sind. In der Dämpfervorrichtung 10Y kann das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Antriebsbauteil 11Y gekoppelt (integriert) sein, und das Abtriebsbauteil 15Y kann als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein. Außerdem kann in der Dämpfervorrichtung 10Y das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit beispielsweise dem ersten Zwischenbauteil 13 gekoppelt sein, und beispielsweise das erste Zwischenbauteil 13 kann als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein.
13 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung 1Z mit einer anderen Dämpfervorrichtung 10Z der vorliegenden Offenbarung darstellt. Jenen der Startvorrichtung 1 und der Dämpfervorrichtung 10 oder dergleichen, die oben beschrieben wurden, gleiche Komponenten unter Komponenten der Startvorrichtung 1Z und der Dämpfervorrichtung 10Z werden durch gleiche Bezugszeichen ausgedrückt, und die duplizierte Beschreibung ist weggelassen.
Die Dämpfervorrichtung 10Z, die in 13 gezeigt ist, weist ein Antriebsbauteil (Eingangselement) 11Z, ein erstes Zwischenbauteil (erstes Zwischenelement) 13Z, ein zweites Zwischenbauteil (zweites Zwischenelement) 14Z und ein Abtriebsbauteil (Ausgangselement) 15Z als Drehelemente auf. Die Dämpfervorrichtung 10Z weist auch eine Mehrzahl von ersten Federn (erster elastischer Körper) SP1', die so angeordnet sind, dass sie das Drehmoment zwischen dem Antriebsbauteil 11Z und dem ersten Zwischenbauteil 13Z übertragen; eine Mehrzahl von zweiten Federn (zweiter elastischer Körper) SP2', die so angeordnet sind, dass sie das Drehmoment zwischen dem ersten Zwischenbauteil 13Z und dem zweiten Zwischenbauteil 14Z übertragen; und eine Mehrzahl von dritten Federn (dritter elastischer Körper) SP3, die so angeordnet sind, dass sie das Drehmoment zwischen dem zweiten Zwischenbauteil 14Z und dem Abtriebsbauteil 15Z übertragen, als Drehmomentübertragungselemente (elastischer Drehmomentübertragungskörper) auf. Die Mehrzahl von ersten Federn (erster elastischer Körper) SP1', das erste Zwischenbauteil 13Z, die Mehrzahl von zweiten Federn (zweiter elastischer Körper) SP2', das zweite Zwischenbauteil 14Z und die Mehrzahl von dritten Federn SP3 stellen einen Drehmomentübertragungsweg TP zwischen dem Antriebsbauteil 11Z und dem Abtriebsbauteil 15Z dar.
Die Dämpfervorrichtung 10Z weist ferner einen Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Z auf, der durch ein Einzelritzeltypplanetengetriebe 21 ausgebildet ist, wie der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20, der oben beschrieben wurde. Der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Z ist parallel zu den ersten Federn SP1', dem ersten Zwischenbauteil 13Z und den zweiten Federn SP2' des Drehmomentübertragungswegs TP zwischen dem Antriebsbauteil 11Z und dem zweiten Zwischenbauteil 14Z vorgesehen. In dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Z stützt das Antriebsbauteil 11Z eine Mehrzahl von Ritzeln 23 in einer drehbaren Weise ab und dient als der Träger des Planetengetriebes 21. Das zweite Zwischenbauteil 14Z weist Außenzähne 14t auf und dient als das Sonnenrad des Planetengetriebes 21. Ein Hohlrad 25 als der Massekörper dreht sich (schwingt) um die axiale Mitte mit einer relativen Drehung zwischen dem Antriebsbauteil 11Z und dem zweiten Zwischenbauteil 14Z.
Diese Dämpfervorrichtung 10Z entspricht im Wesentlichen einer Ausgestaltung, dass die Mehrzahl von dritten Federn SP3, die parallel arbeiten, zwischen dem Abtriebsbauteil 15X und der Eingangswelle IS des Getriebes TM in der Dämpfervorrichtung 10X, die in 11 gezeigt ist, platziert sind. In der Dämpfervorrichtung 10Z ist der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Z parallel zu den ersten und den zweiten Federn SP1' und SP2' und dem ersten Zwischenbauteil 13Z vorgesehen. Dementsprechend ermöglicht die Dämpfervorrichtung 10Z, dass zwei (eine Mehrzahl von) Eigenfrequenzen hinsichtlich eines Drehmomentübertragungswegs von dem Antriebsbauteil 11Z zu dem zweiten Zwischenbauteils 14Z festgelegt werden, wenn Auslenkungen zumindest der ersten und der zweiten Federn SP1' und SP2' erlaubt sind, und ermöglicht, dass eine Resonanz (zweite Resonanz) des ersten Zwischenbauteils 13Z auf der Seite höherer Drehung (Seite höherer Frequenz) als die erste Resonanz auftritt. Infolgedessen ist die Dämpfervorrichtung 10Z imstande, zwei Antiresonanzpunkte festzulegen, an denen die Schwingungsamplitude des Abtriebsbauteils 15Z theoretisch gleich null ist.
Die Dämpfervorrichtung 10Z, die die oben beschriebene Ausgestaltung aufweist, ist mit einem Abschwächungsmechanismus 90 versehen, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft, beispielsweise zwischen dem Antriebsbauteil 11Z und dem ersten Zwischenbauteil 13Z, zu erzeugen und die Resonanz des ersten Zwischenbauteils 13Z abzuschwächen, wie in 13 gezeigt ist, und weist dementsprechend jenen der Dämpfervorrichtung 10 oder dergleichen, die oben beschrieben wurden, ähnliche Funktionen und vorteilhafte Wirkungen auf. Die Dämpfervorrichtung 10Z kann auch mit einem Abschwächungsmechanismus 95 versehen sein, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft zwischen dem ersten Zwischenbauteil 13Z und dem zweiten Zwischenbauteil 14Z zu erzeugen und die Resonanz des ersten Zwischenbauteils 13Z abzuschwächen, wie durch eine Zweipunktkettenlinie in der Zeichnung gezeigt ist. Die Dämpfervorrichtung 10Z kann mit sowohl dem Abschwächungsmechanismus 90 als auch 95 versehen sein. Außerdem kann die Dämpfervorrichtung 10Z mit mindestens einem von einem Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, die Resonanz des ersten Zwischenbauteils 13Z mit einem Variieren der Reibungskraft zwischen dem Antriebsbauteil 11Z und dem ersten Zwischenbauteil 13Z abzuschwächen, und einem Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, die Resonanz des ersten Zwischenbauteils 13Z mit einem Variieren der Reibungskraft zwischen dem ersten Zwischenbauteil 13Z und dem zweiten Zwischenbauteil 14Z abzuschwächen, versehen sein.
Die Dämpfervorrichtung 10Z wird besonders bevorzugt in Kombination mit einem Getriebe TM für Heckradantrieb verwendet. In dem Getriebe TM für Heckradantrieb, das eine große Länge von einem Ende einer Eingangswelle IS (Ende auf der Startvorrichtung-lZ-Seite) zu einem Ende einer nicht dargestellten Ausgangswelle des Getriebes TM (Ende auf Radseite) aufweist, weisen die Eingangswelle IS, die mit dem Abtriebsbauteil 15Z der Dämpfervorrichtung 10Z gekoppelt ist, und die Ausgangswelle (und zudem eine nicht dargestellte Zwischenwelle des Getriebes TM) verringerte Steifigkeiten auf. Die Eigenfrequenz (Resonanzfrequenz), die gemäß den Trägheitsmomenten dieser Wellenbauteile bestimmt ist, wird durch die Wirkung des Trägheitsmoments des gesamten Rotationsträgheitsmassedämpfers 20Z gesenkt (verringert). Es ist somit wahrscheinlich, dass eine Resonanz, von der erwartet wird, dass sie bei einer hohen Drehzahl des Antriebsbauteils 11 (Motors EG) auftritt, anscheinend in einem Niederdrehungsbereich auftritt. Die Ausgestaltung, dass der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Z mit dem Antriebsbauteil 11Z und dem zweiten Zwischenbauteil 14Z der Dämpfervorrichtung 10Z gekoppelt ist, bewirkt jedoch, dass die dritten Federn SP3 zwischen dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Z und der Eingangswelle IS des Getriebes TM, das mit dem Abtriebsbauteil 15Z gekoppelt ist, platziert sind, und trennt dadurch im Wesentlichen den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20Z von der Eingangswelle IS des Getriebes TM, das mit dem Abtriebsbauteil 15Z gekoppelt ist. Diese Ausgestaltung reduziert extrem effektiv die Wirkung des Trägheitsmoments des gesamten Rotationsträgheitsmassedämpfers 20Z auf die Eigenfrequenz, die gemäß den Trägheitsmomenten des Wellenbauteils, das mit dem Abtriebsbauteil 15Z gekoppelt ist, und dergleichen bestimmt ist, während sie ermöglicht, dass zwei Antiresonanzpunkte festgelegt werden.
Die Dämpfervorrichtung 10Z kann auch mit einem Getriebe TM für Frontradantrieb kombiniert werden. Die Kombination der Dämpfervorrichtung 10Z mit dem Getriebe TM für Frontradantrieb reduziert ebenfalls extrem effektiv die Wirkung des Trägheitsmoments des gesamten Rotationsträgheitsmassedämpfers 20Z auf die Eigenfrequenz, die gemäß den Trägheitsmomenten des Wellenbauteils, das mit dem Abtriebsbauteil 15Z gekoppelt ist, und dergleichen bestimmt ist, und erreicht eine weitere Abnahme in der Steifigkeit zum Verbessern der Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung 10Z. Die Dämpfervorrichtung 10Z kann ein anderes Zwischenbauteil und andere Federn (elastischer Körper) zwischen dem ersten Zwischenbauteil 13Z und dem zweiten Zwischenbauteil 14Z aufweisen. Außerdem kann in der Dämpfervorrichtung 10Z das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Antriebsbauteil 11Z gekoppelt (integriert) sein, und das Abtriebsbauteil 15Z kann als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein.
14 ist ein schematisches Ausgestaltungsschaubild, das eine Startvorrichtung 1V mit einer anderen Dämpfervorrichtung 10V der vorliegenden Offenbarung darstellt. Jenen der Startvorrichtung 1 und der Dämpfervorrichtung 10 oder dergleichen, die oben beschrieben wurden, gleiche Komponenten unter Komponenten der Startvorrichtung 1V und der Dämpfervorrichtung 10V werden durch gleiche Bezugszeichen ausgedrückt, und die duplizierte Beschreibung ist weggelassen.
Die Dämpfervorrichtung 10V, die in 14 gezeigt ist, entspricht einer Ausgestaltung, dass der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20, der das Hohlrad 25 als den Massekörper, der sich mit einer relativen Drehung zwischen dem Antriebsbauteil 11 und dem Abtriebsbauteil 15 dreht, aufweist, in der Dämpfervorrichtung 10, die in 1 und den anderen Zeichnungen gezeigt ist, durch einen Rotationsträgheitsmassedämpfer 20V, der ein Hohlrad 25 als den Massekörper, der sich mit einer relativen Drehung zwischen dem Antriebsbauteil 11V und einem Zwischenbauteil 12V dreht, aufweist, ersetzt ist. Genauer gesagt ist in der Dämpfervorrichtung 10V der Rotationsträgheitsmassedämpfer 20V parallel zu ersten Federn SP1 zwischen dem Antriebsbauteil 11V und dem Zwischenbauteil 12V vorgesehen. In dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20V stützt das Antriebsbauteil 11V eine Mehrzahl von Ritzeln 23 in einer drehbaren Weise ab und dient als der Träger des Planetengetriebes 21, und das Zwischenbauteil 12V weist Außenzähne 12t auf und dient als das Sonnenrad des Planetengetriebes 21.
Diese Dämpfervorrichtung 10V ist imstande, einen Antiresonanzpunkt festzulegen, an dem die Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11V an das Zwischenbauteil 12V über die ersten Federn SP1 übertragen wird, und die Schwingung, die von dem Antriebsbauteil 11V an das Zwischenbauteil 12V über den Rotationsträgheitsmassedämpfer 20V übertragen wird, einander theoretisch aufheben. In der Dämpfervorrichtung 10V arbeiten die ersten und die zweiten Federn SP1 und SP2 in Reihe zwischen dem Antriebsbauteil 11V und einem Abtriebsbauteil 15V. Diese Ausgestaltung reduziert weiter die kombinierte Federkonstante der ersten und der zweiten Federn SP1 und SP2.
Außerdem ist die Dämpfervorrichtung 10V mit einem Abschwächungsmechanismus 95 versehen, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft, beispielsweise zwischen dem Zwischenbauteil 12V und dem Abtriebsbauteil 15V zu erzeugen, und die Resonanz des Zwischenbauteils 12V abzuschwächen, wie in 14 gezeigt ist. Selbst wenn ein Koppeln des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20V mit dem Zwischenbauteil 12V im Wesentlichen das Trägheitsmoment des Zwischenbauteils 12V erhöht und den Dämpfungsgrad ς senkt, dient der Abschwächungsmechanismus 95 zum Abschwächen der Resonanz des Zwischenbauteils 12V und unterdrückt eine Zunahme in der Amplitude der Resonanz. Infolgedessen verringert die Dämpfervorrichtung 10V effektiv das Schwingungsniveau in der Umgebung eines Resonanzpunkts des Zwischenbauteils 12V durch das Trägheitsdrehmoment, das von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer 20V an das Zwischenbauteil 12V (Abtriebsbauteil 15V) übertragen wird. Die Ausgestaltung eines Erzeugens der Reibungskraft zwischen dem Zwischenbauteil 12V und dem Abtriebsbauteil 15V und eines Abschwächens der Resonanz des Zwischenbauteils 12V reduziert die Wirkung der Reibungskraft auf den Betrieb des Rotationsträgheitsmassedämpfers 20V zwischen dem Antriebsbauteil 11V und dem Zwischenbauteil 12V.
Die Dämpfervorrichtung 10V kann mit einem Abschwächungsmechanismus 90 versehen sein, der dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft zwischen dem Antriebsbauteil 11V und dem Zwischenbauteil 12V zu erzeugen und die Resonanz des Zwischenbauteils 12V abzuschwächen, wie durch eine Zweipunktkettenlinie in der Zeichnung gezeigt ist. Die Dämpfervorrichtung 10V kann mit sowohl dem Abschwächungsmechanismus 90 als auch 95 versehen sein. Die Dämpfervorrichtung 10V kann auch mit mindestens einem von einem Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, die Resonanz des Zwischenbauteils 12V mit einem Variieren der Reibungskraft zwischen dem Antriebsbauteil 11V und dem Zwischenbauteil 12V abzuschwächen, und einem Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, die Resonanz des Zwischenbauteils 12V mit einem Variieren der Reibungskraft zwischen dem Zwischenbauteil 12V und dem Abtriebsbauteil 15V abzuschwächen, versehen sein. Außerdem kann in der Dämpfervorrichtung 10V das Sonnenrad des Planetengetriebes 21 mit dem Antriebsbauteil 11V gekoppelt (integriert) sein, und das Zwischenbauteil 12V kann als der Träger des Planetengetriebes 21 ausgebildet sein.
Wie oben beschrieben wurde, ist eine Dämpfervorrichtung (10, 10B, 10C, 10D, 10X, 10Y) gemäß der vorliegenden Offenbarung dazu ausgebildet, ein Eingangselement (11, 11B, 11C, 11D, 11X, 11Y), an das ein Drehmoment von einem Motor (EG) übertragen wird; ein Zwischenelement (12, 12B, 12C, 12D, 12X, 13, 14); ein Ausgangselement (15, 15B, 15C, 15D, 15X, 15Y); einen ersten elastischen Körper (SP1, SP1'), der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Zwischenelement überträgt; und einen zweiten elastischen Körper (SP2, SP2'), der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Zwischenelement und dem Ausgangselement überträgt, aufzuweisen. Die Dämpfervorrichtung (10, 10B, 10C, 10D, 10X, 10Y) weist ferner einen Rotationsträgheitsmassedämpfer (20, 20X, 20Y), der einen Massekörper (25), der sich entsprechend einer relativen Drehung zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement dreht, aufweist und der zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement angeordnet ist, so dass er parallel zu einem Drehmomentübertragungsweg (TP1, TP), der den ersten elastischen Körper, das Zwischenelement und den zweiten elastischen Körper aufweist, ist; und einen Abschwächungsmechanismus (90, 95, 95D), der dazu ausgebildet ist, eine Resonanz des Zwischenelements abzuschwächen, auf.
Die Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung ermöglicht, dass eine Mehrzahl von Eigenfrequenzen (Resonanzfrequenzen) hinsichtlich des Drehmomentübertragungswegs, der das Zwischenelement aufweist, in dem Zustand, dass Auslenkungen des ersten elastischen Körpers und des zweiten elastischen Körpers erlaubt sind, festgelegt werden, und ermöglicht, dass eine Resonanz des Zwischenelements auftritt, wenn die Drehzahl des Eingangselements eine Drehzahl, die einer der Mehrzahl von Eigenfrequenzen entspricht, erreicht. Die Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung ist somit imstande, zwei Antiresonanzpunkte festzulegen, an denen die Schwingung, die von dem Eingangselement an das Ausgangselement über den Drehmomentübertragungsweg übertragen wird, und die Schwingung, die von dem Eingangselement an das Ausgangselement über den Rotationsträgheitsmassedämpfer übertragen wird, einander theoretisch aufheben. Die Frequenzen der zwei Antiresonanzpunkte näher an der Frequenz der Schwingung (Resonanz), die durch die Dämpfervorrichtung abzuschwächen ist, auszubilden, verbessert dementsprechend die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung. Außerdem weist die Dämpfervorrichtung der vorliegenden Offenbarung den Abschwächungsmechanismus auf, der dazu ausgebildet ist, die Resonanz des Zwischenelements abzuschwächen. Dies unterdrückt eine Zunahme an Amplitude der Resonanz des Zwischenelements und verringert effektiv das Schwingungsniveau in der Umgebung eines Resonanzpunkts des Zwischenelements (und eines entsprechenden Antiresonanzpunkts) durch ein Trägheitsdrehmoment, das von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer an das Ausgangselement übertragen wird. Infolgedessen verbessert diese Ausgestaltung weiter die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung.
Der Abschwächungsmechanismus (90, 95, 95D) kann dazu ausgebildet sein, eine Reibungskraft zwischen dem Zwischenelement (12, 12B, 12C, 12D, 12X, 13) und mindestens einem von dem Eingangselement (11, 11B, 11C, 11D, 11X, 11Y) und dem Ausgangselement (15, 15B, 15C, 15D, 15X, 15Y) zu erzeugen. Diese Ausgestaltung schwächt weiter geeignet die Resonanz des Zwischenelements ab.
Der Abschwächungsmechanismus (90, 95D) kann auch dazu ausgebildet sein, eine Reibungskraft zwischen dem Eingangselement (11, 11B, 11C, 11D, 11X, 11Y) und dem Zwischenelement (12, 12B, 12C, 12D, 12X, 13) zu erzeugen. Diese Ausgestaltung schwächt effektiv die Resonanz des Zwischenelements ab, während sie eine Verschiebung in der Phase der Schwingung, die von dem Eingangselement an das Ausgangselement über den Drehmomentübertragungsweg übertragen wird, durch Erzeugung der Reibungskraft zwischen dem Eingangselement und dem Zwischenelement unterdrückt.
Der Abschwächungsmechanismus (90, 95D) kann ein Reibungsbauteil (91, 96D), das dazu ausgebildet ist, sich integral mit einem von dem Eingangselement (11, 11B, 11C, 11D, 11X, 11Y) und dem Zwischenelement (12, 12B, 12C, 12D, 12X, 13) zu drehen; und ein Drängbauteil (92, 97D), das dazu ausgebildet ist, das Reibungsbauteil von dem einen von dem Eingangselement und dem Zwischenelement in Richtung auf das andere zu drängen, aufweisen.
Der Abschwächungsmechanismus (95, 95D) kann ein Reibungsbauteil (96, 96D), das dazu ausgebildet ist, sich integral mit einem von dem Zwischenelement (12, 12B, 12C, 12D, 12X, 13) und dem Ausgangselement (15, 15B, 15C, 15D, 15X, 15Y) zu drehen; und ein Drängbauteil (97, 97D), das dazu ausgebildet ist, das Reibungsbauteil von dem einen von dem Zwischenelement und dem Ausgangselement in Richtung auf das andere zu drängen, aufweisen.
Der Abschwächungsmechanismus kann ein erstes Reibungsbauteil (91, 96D), das dazu ausgebildet ist, sich integral mit einem von dem Eingangselement und dem Zwischenelement zu drehen; ein erstes Drängbauteil (92, 97D), das dazu ausgebildet ist, das erste Reibungsbauteil von dem einen von den Eingangselement und dem Zwischenelement in Richtung auf das andere zu drängen; ein zweites Reibungsbauteil (96, 96D), das dazu ausgebildet ist, sich integral mit einem von dem Zwischenelement und dem Ausgangselement zu drehen; und ein zweites Drängbauteil (97, 97D), das dazu ausgebildet ist, das zweite Reibungsbauteil von dem einen von dem Zwischenelement und dem Ausgangselement in Richtung auf das andere zu drängen, aufweisen.
Der Abschwächungsmechanismus (95D) kann dazu ausgebildet sein, die Reibungskraft entsprechend einer Drehzahl des Eingangselements (11, 11B, 11C, 11D, 11X, 11Y) zu variieren, oder kann dazu ausgebildet sein, die Reibungskraft mit einer Zunahme an Drehzahl des Eingangselements (11, 11B, 11C, 11D, 11X, 11Y) zu erhöhen. Dies senkt die Reibungskraft, die bei einer niedrigen Drehzahl des Eingangselements erzeugt wird. Diese Ausgestaltung schwächt somit extrem effektiv die Resonanz des Zwischenelements ab, während sie effektiv eine Verschiebung in der Phase der Schwingung, die von dem Eingangselement an das Ausgangselement über den Drehmomentübertragungsweg übertragen wird, begleitet von der Erzeugung der Reibungskraft unterdrückt.
Ein Dämpfungsgrad (ς) des Zwischenelements, der basierend auf einem Trägheitsmoment (J₂) des Zwischenelements und Steifigkeiten (k₁, k₂) des ersten und des zweiten elastischen Körpers bestimmt ist, kann kleiner als ein Wert 1 sein, und eine Drehzahl, die einer Eigenfrequenz (f₁₂) des Zwischenelements entspricht, kann höher als eine minimale Drehzahl (Nlup) in einem Drehzahlbereich sein, in dem ein Drehmoment von dem Eingangselement an das Ausgangselement über den Drehmomentübertragungsweg übertragen wird. In der Dämpfervorrichtung dieses Aspekts tritt eine Resonanz des Zwischenelements auf, wenn die Drehzahl des Eingangselements höher als die Drehzahl wird, die der Frequenz eines niederdrehungsseitigen (niederfrequenzseitigen) Antiresonanzpunkts entspricht. Die Dämpfervorrichtung, die mit dem Abschwächungsmechanismus zum Abschwächen der Resonanz des Zwischenelements versehen ist, verringert effektiver das Schwingungsniveau in der Umgebung eines hochdrehungsseitigen (hochfrequenzseitigen) Antiresonanzpunkts.
Das Ausgangselement (15, 15B, 15C, 15D, 15X, 15Y) kann operativ mit einer Eingangswelle (IS) eines Getriebes (TM) gekoppelt sein.
Eine andere Dämpfervorrichtung (10Z) gemäß der vorliegenden Offenbarung ist dazu ausgebildet, ein Eingangselement (11Z), an das ein Drehmoment von einem Motor (EG) übertragen wird; ein erstes Zwischenelement (13Z); ein zweites Zwischenelement (14Z); ein Ausgangselement (15Z); einen ersten elastischen Körper (SP1'), der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement (11Z) dem ersten Zwischenelement (13Z) überträgt; einen zweiten elastischen Körper (SP2'), der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem ersten Zwischenelement (13Z) und dem zweiten Zwischenelement (14Z) überträgt; und einen dritten elastischen Körper (SP3), der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem zweiten Zwischenelement (14Z) und dem Ausgangselement (15Z) überträgt, aufzuweisen. Die Dämpfervorrichtung (10Z) weist ferner einen Rotationsträgheitsmassedämpfer (20Z), der einen Massekörper (25), der sich entsprechend einer relativen Drehung zwischen dem Eingangselement (11Z) und dem zweiten Zwischenelement (14Z) dreht, aufweist und der so angeordnet ist, dass er parallel zu dem ersten elastischen Körper (SP1'), dem ersten Zwischenelement (13Z) und dem zweiten elastischen Körper (SP2') ist; und einen Abschwächungsmechanismus (90, 95), der dazu ausgebildet ist, eine Resonanz des ersten Zwischenelements (13Z) abzuschwächen, auf.
In der Dämpfervorrichtung dieses Aspekts bewirkt die Ausgestaltung, dass der Rotationsträgheitsmassedämpfer mit dem Eingangselement und dem zweiten Zwischenelement der Dämpfervorrichtung gekoppelt ist, dass der dritte elastische Körper zwischen dem Rotationsträgheitsmassedämpfer und einem Bauteil, das mit dem Ausgangselement gekoppelt ist, platziert ist, und trennt dadurch im Wesentlichen den Rotationsträgheitsmassedämpfer von dem Bauteil, das mit dem Ausgangselement gekoppelt ist. Diese Ausgestaltung reduziert extrem effektiv die Wirkung des Trägheitsmoments des gesamten Rotationsträgheitsmassedämpfers auf die Eigenfrequenz, die gemäß den Trägheitsmomenten des Bauteils, das mit dem Ausgangselement gekoppelt ist, bestimmt ist, während sie ermöglicht, dass zwei Antiresonanzpunkte festgelegt werden. Infolgedessen unterdrückt, selbst wenn das Bauteil, das mit dem Ausgangselement der Dämpfervorrichtung gekoppelt ist, eine niedrige Steifigkeit aufweist und die Eigenfrequenz (Resonanzfrequenz), die gemäß dem Trägheitsmoment des Bauteils bestimmt ist, durch die Wirkung des Trägheitsmoments des gesamten Rotationsträgheitsmassedämpfers verringert wird, diese Ausgestaltung effektiv eine Resonanz, von der erwartet wird, dass sie bei einer hohen Drehzahl des Eingangselements auftritt, darin, anscheinend in einem Niederdrehungsbereich aufzutreten. Außerdem unterdrückt die Dämpfervorrichtung, die mit dem Abschwächungsmechanismus zum Abschwächen der Resonanz des ersten Zwischenelements gekoppelt ist, eine Zunahme in der Amplitude der Resonanz des ersten Zwischenelements und verringert effektiv das Schwingungsniveau in der Umgebung eines Resonanzpunkts des ersten Zwischenelements (und eines entsprechenden Antiresonanzpunkts) durch das Trägheitsdrehmoment, das von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer an das Ausgangselement übertragen wird. Infolgedessen verbessert diese Ausgestaltung weiter die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung.
Eine andere Dämpfervorrichtung (10V) gemäß der vorliegenden Offenbarung ist dazu ausgebildet, ein Eingangselement (11V), an das ein Drehmoment von einem Motor (EG) übertragen wird; ein Zwischenelement (12V); ein Ausgangselement (15V); einen ersten elastischen Körper (SP1), der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement (11V) und dem Zwischenelement (12V) überträgt; und einen zweiten elastischen Körper (SP2), der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Zwischenelement (12V) und dem Ausgangselement (15V) überträgt, aufzuweisen. Die Dämpfervorrichtung (10V) weist ferner einen Rotationsträgheitsmassedämpfer (20V), der einen Massekörper (25), der sich entsprechend einer relativen Drehung zwischen dem Eingangselement (11V) und dem Zwischenelement (12V) dreht, aufweist und der zwischen dem Eingangselement (11V) und dem Zwischenelement (12V) angeordnet ist, so dass er parallel zu dem ersten elastischen Körper (SP1) ist; und einen Abschwächungsmechanismus (90), der dazu ausgebildet ist, eine Resonanz des Zwischenelements (12V) abzuschwächen, auf.
In der Dämpfervorrichtung dieses Aspekts dient, selbst wenn ein Koppeln des Rotationsträgheitsmassedämpfers mit dem Zwischenelement im Wesentlichen das Trägheitsmoment des Zwischenelements erhöht und den Dämpfungsgrad ς senkt, der Abschwächungsmechanismus zum Abschwächen der Resonanz des Zwischenelements und unterdrückt eine Zunahme in der Amplitude der Resonanz. Infolgedessen verringert die Dämpfervorrichtung dieses Aspekts effektiv das Schwingungsniveau in der Umgebung eines Resonanzpunkts des Zwischenelements durch das Trägheitsdrehmoment, das von dem Rotationsträgheitsmassedämpfer an das Zwischenelement (Abtriebsbauteil) übertragen wird. Infolgedessen verbessert diese Ausgestaltung weiter die Schwingungsdämpfungsleistung der Dämpfervorrichtung.
Diese Offenbarung ist nicht in irgendeiner Hinsicht auf die obigen Ausführungsformen beschränkt, sondern kann auf verschiedene Weisen innerhalb des Erstreckungsumfangs der Offenbarung geändert, verändert 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 Offenbarung ist auf beispielsweise die Herstellungsindustrien von Dämpfervorrichtungen anwendbar.
ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
Diese Liste der vom Anmelder aufgeführten Dokumente wurde automatisiert erzeugt und ist ausschließlich zur besseren Information des Lesers aufgenommen. Die Liste ist nicht Bestandteil der deutschen Patent- bzw. Gebrauchsmusteranmeldung. Das DPMA übernimmt keinerlei Haftung für etwaige Fehler oder Auslassungen.
Zitierte Patentliteratur

WO 2016/104783 A [0003]

Claims

Dämpfervorrichtung, die dazu ausgebildet ist, ein Eingangselement, an das ein Drehmoment von einem Motor übertragen wird; ein Zwischenelement; ein Ausgangselement; einen ersten elastischen Körper, der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Zwischenelement überträgt; und einen zweiten elastischen Körper, der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Zwischenelement und dem Ausgangselement überträgt, aufzuweisen, welche Dämpfervorrichtung aufweist: einen Rotationsträgheitsmassedämpfer, der einen Massekörper, der sich entsprechend einer relativen Drehung zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement dreht, aufweist und der zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement angeordnet ist, so dass er parallel zu einem Drehmomentübertragungsweg ist, der den ersten elastischen Körper, das Zwischenelement und den zweiten elastischen Körper aufweist; und einen Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, eine Resonanz des Zwischenelements abzuschwächen.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 1, bei der der Abschwächungsmechanismus dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft zwischen dem Zwischenelement und mindestens einem von dem Eingangselement und dem Ausgangselement zu erzeugen.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 1, bei der der Abschwächungsmechanismus dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft zwischen dem Eingangselement und dem Zwischenelement zu erzeugen.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 3, bei der der Abschwächungsmechanismus ein Reibungsbauteil, das dazu ausgebildet ist, sich integral mit einem von dem Eingangselement und dem Zwischenelement zu drehen; und ein Drängbauteil, das dazu ausgebildet ist, das Reibungsbauteil von dem einen von dem Eingangselement und dem Zwischenelement in Richtung auf das andere zu drängen, aufweist.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 2, bei der der Abschwächungsmechanismus ein Reibungsbauteil, das dazu ausgebildet ist, sich integral mit einem von dem Zwischenelement und dem Ausgangselement zu drehen; und ein Drängbauteil, das dazu ausgebildet ist, das Reibungsbauteil von dem einem von dem Zwischenelement und dem Ausgangselement in Richtung auf das andere zu drängen, aufweist.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 2, bei der der Abschwächungsmechanismus ein erstes Reibungsbauteil, das dazu ausgebildet ist, sich integral mit einem von dem Eingangselement und dem Zwischenelement zu drehen; ein erstes Drängbauteil, das dazu ausgebildet ist, das erste Reibungsbauteil von dem einem von dem Eingangselement und dem Zwischenelement in Richtung auf das andere zu drängen; ein zweites Reibungsbauteil, das dazu ausgebildet ist, sich integral mit einem von dem Zwischenelement und dem Ausgangselement zu drehen; und ein zweites Drängbauteil, das dazu ausgebildet ist, das zweite Reibungsbauteil von dem einem von dem Zwischenelement und dem Ausgangselement in Richtung auf das andere zu drängen, aufweist.
Dämpfervorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 6, bei der der Abschwächungsmechanismus dazu ausgebildet ist, die Reibungskraft entsprechend einer Drehzahl des Eingangselements zu variieren.
Dämpfervorrichtung nach Anspruch 7, bei der der Abschwächungsmechanismus dazu ausgebildet ist, die Reibungskraft mit einer Erhöhung an Drehzahl des Eingangselements zu erhöhen.
Dämpfervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, bei der ein Dämpfungsgrad des Zwischenelements, der basierend auf einem Trägheitsmoment des Zwischenelements und Steifigkeiten des ersten und des zweiten elastischen Körpers bestimmt ist, kleiner als ein Wert 1 ist, und bei der eine Drehzahl, die einer Eigenfrequenz des Zwischenelements entspricht, höher als eine minimale Drehzahl in einem Drehzahlbereich ist, in dem ein Drehmoment von dem Eingangselement an das Ausgangselement über den Drehmomentübertragungsweg übertragen wird.
Dämpfervorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, bei der das Ausgangselement operativ mit einer Eingangswelle eines Getriebes gekoppelt ist.
Dämpfervorrichtung, die dazu ausgebildet ist, ein Eingangselement, an das ein Drehmoment von einem Motor übertragen wird; ein erstes Zwischenelement; ein zweites Zwischenelement; ein Ausgangselement; einen ersten elastischen Körper, der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem ersten Zwischenelement überträgt; einen zweiten elastischen Körper, der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem ersten Zwischenelement und dem zweiten Zwischenelement überträgt; und einen dritten elastischen Körper, der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem zweiten Zwischenelement und dem Ausgangselement überträgt, aufzuweisen, welche Dämpfervorrichtung aufweist: einen Rotationsträgheitsmassedämpfer, der einen Massekörper, der sich entsprechend einer relativen Drehung zwischen dem Eingangselement und dem zweiten Zwischenelement dreht, aufweist und der so angeordnet ist, dass er parallel zu dem ersten elastischen Körper, dem ersten Zwischenelement und dem zweiten elastischen Körper ist; und einen Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, eine Resonanz des ersten Zwischenelements abzuschwächen.
Dämpfervorrichtung, die dazu ausgebildet ist, ein Eingangselement, an das ein Drehmoment von einem Motor übertragen wird; ein Zwischenelement; ein Ausgangselement; einen ersten elastischen Körper, der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Eingangselement und dem Zwischenelement überträgt; und einen zweiten elastischen Körper, der so angeordnet ist, dass er ein Drehmoment zwischen dem Zwischenelement und dem Ausgangselement überträgt, aufzuweisen, welche Dämpfervorrichtung aufweist: einen Rotationsträgheitsmassedämpfer, der einen Massekörper, der sich entsprechend einer relativen Drehung zwischen dem Eingangselement und dem Zwischenelement dreht, aufweist und der zwischen dem Eingangselement und dem Zwischenelement angeordnet ist, so dass er parallel zu dem ersten elastischen Körper ist; und einen Abschwächungsmechanismus, der dazu ausgebildet ist, eine Resonanz des Zwischenelements abzuschwächen.