EP3899318A1 - Drehschwingungsdämpfungsanordnung - Google Patents

Drehschwingungsdämpfungsanordnung

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Publication number
EP3899318A1
EP3899318A1 EP19829116.3A EP19829116A EP3899318A1 EP 3899318 A1 EP3899318 A1 EP 3899318A1 EP 19829116 A EP19829116 A EP 19829116A EP 3899318 A1 EP3899318 A1 EP 3899318A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
deflection
stop
mass
deflection mass
torsional vibration
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP19829116.3A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Kyrill Siemens
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
ZF Friedrichshafen AG
Original Assignee
ZF Friedrichshafen AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by ZF Friedrichshafen AG filed Critical ZF Friedrichshafen AG
Publication of EP3899318A1 publication Critical patent/EP3899318A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/14—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers
    • F16F15/1407—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers the rotation being limited with respect to the driving means
    • F16F15/145—Masses mounted with play with respect to driving means thus enabling free movement over a limited range
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F2230/00—Purpose; Design features
    • F16F2230/0023—Purpose; Design features protective

Definitions

  • the present invention relates to a torsional vibration damping arrangement, in particular a speed-adaptive damper, comprising a deflection mass carrier which can be rotated about an axis of rotation and a plurality of deflection masses carried in the circumferential direction in succession on the deflection mass carrier from a basic relative position with respect to this deflectable mass, with deflection from the basic relative position
  • the radial position of the deflection masses with respect to the axis of rotation changes, with each deflection mass being deflectable in both circumferential directions by means of at least two coupling formations on the deflection mass carrier, starting from the basic relative position, the coupling formations provided in association with each deflection mass being a maximum deflection of the Define the deflection mass with respect to the deflection mass carrier based on the basic relative position.
  • Such a torsional vibration damping arrangement effective as a speed-adaptive damper is known from DE 10 2012 219 737 A1.
  • the deflection mass carrier of this torsional vibration damping arrangement is, integrated in a starting element designed as a hydro-dynamic torque converter, coupled to an intermediate mass between two in the torque converter between a lock-up clutch and an output hub or torsional vibration dampers.
  • the torsional vibration damping arrangement thus lies in the torque flow after the lock-up clutch, so that torque surges generated by the lock-up clutch, particularly when the lock-up clutch is slipping or when the lock-up clutch is open when an internal combustion engine is started, are not intercepted in the following system area of the torque converter, in particular also Torsional vibration damping arrangement can be initiated.
  • the deflection masses are deflected excessively or until a maximum deflection is achieved with respect to the deflection mass carrier.
  • a ring-shaped stop formation arranged radially within the deflection masses is provided. see at which when transitioning to a standstill state and thus decreasing speed or decreasing centrifugal force acting on the deflection masses, the gravitational force can then come to the radially inward or downward deflection masses.
  • a torsional vibration damping arrangement in particular a speed-adaptive damper, comprising a deflection mass carrier rotatable about an axis of rotation and a plurality of deflection masses carried successively in the circumferential direction on the deflection mass carrier from a basic relative position with respect to this deflection mass, with deflection from the basic Relative position, the radial position of the deflection masses changes with respect to the axis of rotation, each deflection mass being deflectable by means of at least two coupling formations on the deflection mass carrier, based on the basic relative position, being deflectable in both circumferential directions, the coupling formations provided in association with each deflection mass being a maximum deflection Define the deflection mass with respect to the deflection mass carrier based on the basic relative position.
  • the torsional vibration damping arrangement is characterized in that, in order to at least one, preferably each deflection mass, an elastically deformable stop formation is provided for ending the deflection movement of the deflection mass after reaching a stop deflection, and that in at least one, preferably each deflection mass in at least one , preferably each circumferential direction, the stop deflection is less than 95% of the maximum deflection.
  • the elastic stop pattern already takes effect Reaching the maximum possible deflection of a deflection mass or the deflection masses according to the constructive design of the coupling formations ensures that when excessive rotational accelerations occur in a drive train, a hard stop leading to damage or detuning of the vibration system will not occur.
  • the deflection mass (s) come or come in contact with a stop which catches an excessive deflection movement by elastic deformation in the case of excessive rotational acceleration.
  • the torsional vibration damping arrangement according to the invention is designed such that, in addition to the stop deflection, a defined deflection reserve is still available, deviations introduced by unavoidable manufacturing tolerances in the installation position of various components, in particular the stop formation, do not lead to the fact that before the action of the stop formation or in the path of action of the stop formation, the deflection movement is blocked due to the reaching of the maximum possible deflection according to the design of the coupling formations, or the elastic effective stop formation cannot or cannot fully develop its stop action.
  • a torsional vibration damping arrangement constructed in accordance with the invention can be designed such that each deflection mass is coupled to the deflection mass carrier by means of the coupling formations associated therewith in such a way that when deflection from the basic relative position, a center of gravity of the deflection mass is based on a basic positioning of the center of gravity the basic relative position on a curved movement path about an eccentric center of gravity movement center.
  • a center of mass moves approximately on a circular path with such a design, so that the center of the circle of such a circular path assumed for small deflections can be regarded as the center of gravity of the movement.
  • a movement deviating from a circular path along a curved movement path with decreasing in the direction of the basic relative position or the basic positioning can decrease by appropriate shaping of guideways of the coupling formations Radius of curvature can be provided to ensure that such a torsional vibration damping arrangement can be tuned to a specific excitation order.
  • At least one, preferably each deflection mass, a stop deflection angle corresponding to the stop deflection of the center of gravity of the deflection mass can be less than 95% of a maximum deflection angle corresponding to the maximum deflection Center of gravity of the deflection mass.
  • the stop deflection angle is in the range of 70% to 90% of the maximum deflection angle, it is ensured on the one hand that a sufficiently large deflection reserve is available to compensate, in particular, for deviations from a target installation position introduced by manufacturing tolerances . On the other hand, a space-consuming and a defi ned movement of coupling elements of the coupling formations impair the conditions of excess deflection reserve avoided.
  • a torsional vibration damping arrangement can be constructed in such a way that each deflection mass is coupled to the deflection mass carrier by means of the coupling formations associated therewith such that when deflection from the basic relative position, a deflection movement of the deflection mass is composed of a translational radial movement in a direction parallel to a radial direction with respect to the axis of rotation and a translational tangential movement in a direction orthogonal to a radial direction with respect to the axis of rotation.
  • Such a movement of a Auslenkungsmas se can therefore take place without or essentially without self-rotation of the deflection mass, for example about its center of gravity or about an axis of rotation orthogonal to the direction of translational movement, so that a deflection mass is displaced ver on the one hand in the tangential direction and thereby also in the radial direction becomes.
  • the focus of each deflection mass is a movement along a path of motion that is curved in a circle, for example at least in some areas.
  • a stop radial movement path of the deflection mass corresponding to the stop deflection is less than 95% of a maximum radial movement path of the deflection mass corresponding to the maximum deflection.
  • a sufficient but not excessively designed deflection path reserve can be provided in that the stop radial movement path is in the range from 60% to 80% of the maximum radial movement path.
  • a torsional vibration damping arrangement can be provided such that for at least one, preferably each deflection mass, a stop tangential movement path of the deflection mass corresponding to the stop deflection is less than 95% of a maximum tangential movement path of the deflection mass corresponding to the maximum deflection .
  • the stop tangential movement path is in the range from 80% to 95% of the maximum tangential movement path.
  • each coupling formation has at least one guideway with a radially outer guideway vertex in the off steering mass carrier, at least a guideway with a radially inner guideway vertex in one of the deflection masses and one along the at least one guideway in the deflection mass carrier and the at least one NEN guideway in the deflection mass movable, preferably roller-like, coupling element, wherein when positioning the deflection mass in the basic relative position, the coupling element is positioned in the guideway vertex of the at least one guideway in the deflection mass carrier and in the guideway intersection of the at least one guideway in the deflection mass.
  • the elastically deformable stop formation includes a rigidly coupled to the deflection mass carrier, rigid stop carrier and elastic stop material carried on the stop carrier.
  • the stop support is constructed with sintered steel material, and / or that the stop material is constructed with elastomer material, preferably HNBR or FKM.
  • the invention further relates to a drive system for a vehicle, comprising an internal combustion engine and a clutch arrangement for coupling and uncoupling the internal combustion engine to and from a region of a drive train which follows the clutch arrangement in the torque flow direction, at least one torsional vibration damping arrangement constructed according to the invention connected to a torque flow direction in front of the Coupling arrangement lying area of the drive train is coupled.
  • a torsional vibration damping arrangement according to the invention is thus coupled to an area of the drive train which, in principle, cannot be decoupled from an internal combustion engine or its cure, and thus also, for example, in a start-up phase of the internal combustion engine when the ignition is not started by the Be effective a clutch assembly can be protected against excessive rotational accelerations.
  • the elastic stop damping provided according to the invention, on the one hand, and the reserve in the deflection path beyond the stop deflection, on the other hand of substantial importance since the occurrence of hard stops of deflection masses can also be avoided even with excessive rotational acceleration, regardless of position tolerances introduced by manufacturing tolerances, particularly in the area of the stop formation.
  • FIG. 1 is an axial view of a torsional vibration damping arrangement
  • FIG. 2 shows an enlarged detailed view of the torsional vibration damping arrangement of FIG. 1 with the deflection mass positioned in a basic relative position;
  • FIG. 3 shows a representation corresponding to FIG. 2 with the deflection mass positioned in a stop deflection
  • FIG. 4 shows a representation corresponding to FIG. 2 of a deflection mass, positioned in a basic relative position, of a torsional vibration damping arrangement tuned for a higher order;
  • FIG. 5 is a view corresponding to FIG. 4 with the deflection mass positioned in a stop deflection
  • Fig. 6 is a representation corresponding to Figure 1 of an alternatively designed vibration damping arrangement.
  • FIG. 7 shows a detailed view of the torsional vibration damping arrangement of FIG. 6 with the deflection mass positioned in a stop deflection;
  • FIG. 8 shows a representation corresponding to FIG. 7 of an alternatively designed deflection mass positioned in the stop deflection
  • FIG. 9 is a sectional view of a stop formation;
  • Fig. 10 in a schematic representation a with a torsional vibration damping arrangement constructed drive system for a motor vehicle.
  • a speed-adaptive damper or effective torsional vibration damping arrangement is generally designated 10.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 comprises a deflection mass carrier 12 with two carrier disks 14, 16 arranged successively in the direction of an axis of rotation A.
  • the carrier disks 14, 16 are fixedly connected to one another by a plurality of rivet bolts 18 at an axial distance from one another.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 further comprises four deflecting masses 20 which are arranged one after the other in the circumferential direction.
  • Each of the deflecting masses 20 can comprise one or more disks which are positioned axially one after the other and optionally firmly connected to one another.
  • Each of the four deflection masses 20 is coupled to the deflection mass carrier 12 by two coupling formations which are arranged at a circumferential distance from one another and are generally designated 22 and are basically identical or identical to one another.
  • Each of the coupling formations 22 comprises, on an opening formed in the carrier disks 14 and 16 of the deflection mass carrier 12, a guide track 24, 26 with a radially outer guide track apex 28.
  • each coupling formation comprises 22 in each of the deflection masses 20, a guideway 30 formed in an opening provided therein with a radially inner guideway apex 32.
  • each coupling formation 22 comprises a roller-like or roller-like coupling element 34 which forms the openings 14, 16 formed in the carrier disks on the one hand and the associated opening formed in a respective deflection mass 20 on the other hand and thus cooperates with each of the guideways 24, 26, 30.
  • rotation mode i.e. at Rotation of the deflection mass carrier 12 about the axis of rotation A
  • the deflection masses 22 are basically pulled radially outward due to the centrifugal force acting on them.
  • the coupling elements are forced into the respective guideway apices 28, 32 by the guideways 24, 26, on the one hand, and 30, on the other hand, which are acted upon radially with respect to one another.
  • the deflection masses 20 assume their maximum radially outward positioning with respect to the deflection mass carrier 12.
  • the deflection masses 20 carry out such a movement with respect to the deflection mass carrier 12 that a center of gravity M of the deflection masses on the one hand carries out a translatory movement radially inwards or parallel to a radial line and on the other hand carries out one executes orthogonal to such a radial line, that is to say tangentially oriented translation movement.
  • a pivot axis essentially does not take place.
  • On the deflection mass support 12, a generally designated 36 stop formation is provided on the deflection mass support 12.
  • This stop formation 36 comprises a rigid, for example made of metal material, built-up stop support 38 and, for example, formed on its outer peripheral region, elastic stop material 40.
  • the stop support 38 can be constructed with sintered steel material, and the stop material 40 can be made with elastomer material, such as. B. HNBR or FKM.
  • the stop formation 40 provides, in association with each deflection mass 20, a stop region 42 at which, as described in detail below, a respective deflection mass 20 can come into contact with deflection from the basic relative position. It can be seen in FIG.
  • the deflection masses 20 are designed in their radially inner region 46 which comes to bear against the stop formation 36 with a substantially straight and also essentially tangentially extending contour, to which they are adapted the stop regions 42 of the stop formation 36 also have a contour which extends in a straight line and is arranged tangentially with respect to a radial line, that is to say essentially orthogonally thereto. 1 that the radially inner regions 46 of the deflection masses 20 are at a distance D from the respectively assigned impact regions 42 of the stop formation 36 in the basic relative position, that is to say with the center of gravity M shifted radially outward.
  • stop formation 36 for example together with a coupling disk 44 which allows a connection to a drive train, can be firmly connected to the deflection mass carrier 12 by means of the rivet bolts 18.
  • a coupling disk can also be provided as an integral part of one of the carrier disks 16, 18.
  • FIG. 2 shows, in accordance with FIG. 1, a deflection mass 20 in the basic relative position with respect to the deflection mass carrier 12.
  • re area 46 of the deflection mass 20 shown has the distance D to the impact area 42 of the stop formation 36.
  • the guideways provided in the deflection mass carrier 12 on the one hand and the deflection mass 20 on the other hand, of which the guideway 26 of the carrier disk 16 and the guideway 30 of the deflection mass 20 in association with the coupling formation 22 can be seen in FIG. 2, are designed such that starting from the basic relative position, allow an equally dimensioned maximum deflection A in both circumferential directions. When the maximum deflection A is reached, for example in the illustrated embodiment, a further movement of a respective coupling element 34 in the opening receiving this in the carrier disks 14, 16 or the deflection mass 20 would not be possible.
  • this is expressed as a deflection angle Wi of an approximately circular, that is to say curved, path of movement that is passed through when the deflection mass 20 is deflected from its center of gravity M, starting from a movement path shown in FIGS 1 and 2, the basic positioning of the center of gravity M with the deflection mass 20 positioned in the basic relative position.
  • This movement path of the center of mass M can at least in the area close to the basic positioning approximately as a circular path around a center point of motion Z to be considered as the center of gravity such a circular descriptive circle can be considered.
  • the guideways with increasing distance from the respective guideway apices 28, 32 have a contour deviating from a circular shape in the sense of a decrease in the radius of curvature, so that
  • Such a shape of the guideways and consequently also the movement path of the center of mass M can also be approximately regarded as an elliptical path, in which a respective apex or the basic positioning in the area of the smallest curvature of the respective path can be assumed.
  • the deflection mass 2 moves increasingly radially inward in the direction of the superimposed translational movements described above and thus approaches with its radially inner region 46 the assigned stop region 42 on.
  • a deflection angle W 2 of the center of mass M corresponding stop deflection A A is the radial inner region 46 in contact with the An impact area 42.
  • the stop material 40 Due to the configuration of the stop material 40 with elastomer material and thus with an elastic property, this can deflect radially inward when the deflection mass 20 is loaded and thereby absorb or dissipate energy.
  • the deflection mass 20 therefore does not experience a hard stop, but its movement is gently intercepted. This avoids damage on the one hand, and on the other hand the occurrence of stop noises in the area of the torsional vibration damping arrangement 10.
  • the deflection mass 20 is under compression of the Stop material 40 move slightly so that the deflection angle of the center of gravity M, going beyond the stop deflection A A corresponding angle W2 will increase slightly, but not to an extent corresponding to the full angle W1.
  • Such an embodiment of the torsional vibration damping arrangement 10 brings with it various essential advantages during operation. It should first be emphasized that in the construction or design of such a torsional vibration damping arrangement 10, the various components or system areas are matched to one another in such a way that in normal rotation operation the or each deflection mass 20 does not interact with the stop formation 36, since this would fundamentally lead to a detuning of the vibration system provided by all of the deflection masses 20 and thus to an impairment of the damping behavior. Rather, the design is made in such a way that in normal rotation operation the center of mass M does not pass through the complete angle Wi or the corresponding movement path.
  • the structure or the design of such a torsional vibration damping arrangement 10 can thus be made in such a way that it is ensured that the distance D is at least so large that when deflected from the basic relative position or the basic positioning, each deflection mass 20 can pass through the angle Wi until the stop deflection A A is reached , which is required for the desired vibration behavior, ie 48 ° in the example shown.
  • the stop area 42 will have a larger distance from the deflection mass 20 positioned in the basic relative position and thus when the stop to be provided in accordance with the design of the torsional vibration damping arrangement 10 is reached -Deflection A A is actually still a distance between the deflection mass 20 and the stop formation 36.
  • the deflection mass 20 will therefore, at least when excessive accelerations occur, move beyond the stop deflection A A or the associated angle Wi, which means a further deflection in the direction of the maximum deflection A M.
  • each deflection mass 20 continues to move until it actually interacts with the stop formation 40.
  • a ratio of these deflections should be in the range of approximately 0.7 to 0.9, preferably approximately 0.8. This can be expressed by the mutually related deflection angles Wi and W2 in relation to the movement path of the center of mass M of a respective deflection mass around the center of gravity movement center Z.
  • this ratio can equally be expressed by the extent of the translational movement occurring in the course of such a deflection movement in the radial direction or parallel to the radial direction, so that here too, a stroke radial movement path of a respective deflection mass to be provided for a sufficiently strong deflection can be in the range from 60% to 80% to a maximum radial movement path corresponding to a maximum deflection.
  • a stroke radial movement path of a respective deflection mass to be provided for a sufficiently strong deflection can be in the range from 60% to 80% to a maximum radial movement path corresponding to a maximum deflection.
  • Such a relationship can also be established for the other movement component, i.e.
  • the center of gravity M such a relationship can be set so that the stop tangential movement path can be in the range from 80% to 95% of the maximum tangential movement path.
  • FIGS. 4 and 5 show that the movement relationships described above, for example with reference to a torsional vibration damping arrangement 10 which is matched to the second order of a stimulating vibration, also apply to vibration systems which are matched to other stimulating orders.
  • FIGS. 4 and 5 in one of FIGS. 2 and 3 correspond to the way a deflection mass 20 of a torsional vibration damping arrangement 10, which is designed, for example, for the fourth order of an exciting vibration, which, for example, by the ignition frequency of an internal combustion engine can be defined.
  • this basically means that manufacturing tolerances have a significantly greater impact due to the smaller distance, so that the provision of the deflection reserve described above, that is to say the distance between the at least stop deflection deflection A A and the maximum possible deflection A of substantial It is important to avoid a hard stop occurring when the maximum deflection A is reached.
  • the relationship between the stop deflection A A and the maximum deflection A M to be provided according to the invention for example expressed by the ratio of the angles W2 and W1 to one another, can be used for all vibration systems designed for the most varied orders of exciting vibrations.
  • FIGS. 6 to 9 show a torsional vibration damping arrangement 10, which correspond to the structure described above with reference to FIGS. 1 to 5 with regard to the basic design, as well as with respect to the Be provided with respect to the deflection of the deflection masses.
  • a torsional vibration damping arrangement 10 which correspond to the structure described above with reference to FIGS. 1 to 5 with regard to the basic design, as well as with respect to the Be provided with respect to the deflection of the deflection masses.
  • FIGS. 6 to 9 components or assemblies which correspond to components or assemblies described above are designated by the same reference symbols.
  • the stop formation 36 is designed to adapt to the total of five deflection masses 20 and accordingly overall provides five stop areas 42.
  • the fundamentally ring-shaped impact formation may have a stop carrier 38 constructed, for example, with sintered steel and, as illustrated in FIG. 9, for example molded on the outer circumference of elastic stop material 40, for example elastomer material or the like.
  • the stop formation 36 formed in the manner of a ring can be connected to the deflection mass carrier 12 by means of the rivet bolts 18 connecting the two carrier disks 14, 16 to one another.
  • the coupling disk 44 can, for example, be provided on the carrier disk 14 or can be formed integrally therewith.
  • each stop area 42 adapted to the radially inner area 46 of a respective deflection mass 20, is again designed to be essentially straight and tangential with respect to a radial line.
  • each stop area 42 has a radially outwardly oriented, dome-like elevation 48, which engages in a corresponding depression 50 of the associated deflection mass 20.
  • the deflection masses 20, which can be designed, for example, for a lower order of an exciting vibration, for example the second order, can be such that when the stop deflection A A is reached, the deflection mass 20 with its the radially inner region 46 comes into contact with the stop region 42 of the stop formation 36 which extends essentially parallel thereto, but the elevation 48 is at a distance d from the opposite surface of the deflection mass 20 in the region of the depression 50.
  • the deflection mass 20 is not in the region of its radially inner region 46 but in the region of the depression 50 in Contact with the dome-like elevation 48 of the stop formation 36 comes while a distance d then remains between the radially inner region 46 of the deflection mass 20 and the stop formation 36, which does not necessarily have to be the same extent as the distance d that can be seen in FIG. 7 .
  • the dome-like elevation 48 receiving depression 50 in the circumferential direction there is the possibility to make a selection as to which area of the stop formation 36 a respective deflection mass 20 interacts with when the stop formation 36 takes effect.
  • Fig. 10 illustrates in a schematic representation a drive system 52, in which such a constructed according to the principles of the present invention te torsional vibration damping arrangement 10 with its deflection mass carrier 12 and the deflection masses 20 can be used in a particularly advantageous manner.
  • the drive system 52 comprises an internal combustion engine 54 as the drive unit, the crankshaft 56 of which is coupled to a transmission input shaft 60 of a transmission 62 via a friction clutch 58 which acts as a starting element.
  • a friction clutch 58 acts as a starting element.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 is arranged and effective. In the example shown, this is arranged or effective between two serially effective torsional vibration dampers 70, 72.
  • a primary side 74 of the torsional vibration damper 70 is coupled to the crankshaft 56, while a secondary side 76 of the torsional vibration damper 70 is coupled to a primary side 78 of the torsional vibration damper 72 following in the torque flow and together therewith provides an intermediate mass 80.
  • the deflection mass carrier 12 of the torsional vibration damping arrangement 10 is coupled in the example shown.
  • a secondary side 82 of the gate ion vibration damper 72 is coupled to the friction clutch 58, for example a flywheel of the same.
  • the respective primary side 74 or 78 can have a plurality of damper springs or other elastic elements with the associated secondary side 76,
  • the torsional vibration damping arrangement 10 is permanently and non-detachably coupled to the internal combustion engine 54, so that, in particular when cranking or when the ignition is started, excessive rotational accelerations occur, which cannot be substantially absorbed by the torsional vibration damper 70 either the torsional vibration damping arrangement 10 act and thus the elastically effective stop formation can unfold its effect in the sense described above.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 in the torque flow direction could also be arranged before the torsional vibration damper 70 or after the torsional vibration damper 72 or between the internal combustion engine 54 and the friction clutch 58 no torsional vibration damper before have to be.
  • the two torsional vibration damper 70, 72 can be positioned radially staggered with respect to one another and such torsional vibration damping arrangements 10 can be provided on several areas that follow one another in the torque flow direction.
  • a hydrodynamic torque converter, a fluid coupling or the like could also be provided as the starting element, wherein the principles of the present invention can also be used in an advantageous manner if the or a torsional vibration damping arrangement 10 in the torque flow direction is then provided in front of such a starting element or is formed by this th coupling.
  • Reference symbol torsional vibration damping arrangement deflection mass carrier
  • Torsional vibration damper 72 torsional vibration damper

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Abstract

Eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung, insbesondere drehzahladaptiver Tilger, umfassend einen um eine Drehachse drehbaren Auslenkungsmassenträger (12) sowie eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinanderfolgend an dem Auslenkungsmassenträger (12) aus einer Grund-Relativlage bezüglich diesem auslenkbar getragenen Auslenkungsmassen (20), wobei bei Auslenkung aus der Grund-Relativlage die radiale Lage der Auslenkungsmassen (20) bezüglich der Drehachse sich verändert, wobei jede Auslenkungsmasse (20) vermittels wenigstens zweier Kopplungsformationen (22) am Auslenkungsmassenträger (12) ausgehend von der Grund-Relativlage in beiden Umfangsrichtungen auslenkbar getragen ist, wobei die in Zuordnung zu jeder Auslenkungsmasse (20) vorgesehenen Kopplungsformationen (22) eine Maximal-Auslenkung (AM) der Auslenkungsmasse (20) bezüglich des Auslenkungsmassenträgers (12) ausgehend aus der Grund-Relativlage definieren, ist dadurch gekennzeichnet, dass in Zuordnung zu wenigstens einer, vorzugsweise jeder Auslenkungsmasse (20) eine elastisch verformbare Anschlagformation (36) vorgesehen ist zum Beenden der Auslenkungsbewegung der Auslenkungsmasse (20) nach Erreichen einer Anschlag-Auslenkung (AA), und dass bei wenigstens einer, vorzugsweise jeder Auslenkungsmasse (20) in wenigstens einer, vorzugsweise jeder Umfangsrichtung die Anschlag-Auslenkung (AA) weniger als 95% der Maximal-Auslenkung (AM) ist.

Description

Drehschwinqunqsdämpfunqsanordnunq
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung, ins besondere drehzahladaptiver Tilger, umfassend einen um eine Drehachse drehbaren Auslenkungsmassenträger sowie eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinan derfolgend an dem Auslenkungsmassenträger aus einer Grund-Relativlage bezüglich diesem auslenkbar getragenen Auslenkungsmassen, wobei bei Auslenkung aus der Grund-Relativlage die radiale Lage der Auslenkungsmassen bezüglich der Drehach se sich verändert, wobei jede Auslenkungsmasse vermittels wenigstens zweier Kopplungsformationen am Auslenkungsmassenträger ausgehend von der Grund- Relativlage in beiden Umfangsrichtungen auslenkbar getragen ist, wobei die in Zu ordnung zu jeder Auslenkungsmasse vorgesehenen Kopplungsformationen eine Ma- ximal-Auslenkung der Auslenkungsmasse bezüglich des Auslenkungsmassenträgers ausgehend aus der Grund-Relativlage definieren.
Eine derartige als drehzahladaptiver Tilger wirksame Drehschwingungsdämpfungs anordnung ist aus der DE 10 2012 219 737 A1 bekannt. Der Auslenkungsmassen träger dieser Drehschwingungsdämpfungsanordnung ist, integriert in ein als hydro dynamischer Drehmomentwandler ausgebildetes Anfahrelement, an eine Zwischen masse zwischen zwei in dem Drehmomentwandler zwischen einer Überbrückungs kupplung und einer Abtriebsnabe seriell wirksamen T orsionsschwingungsdämpfern angekoppelt. Die Drehschwingungsdämpfungsanordnung liegt somit im Drehmomen- tenfluss nach der Überbrückungskupplung, so dass insbesondere im Schlupfbetrieb der Überbrückungskupplung bzw. bei offener Überbrückungskupplung beim Anlas sen einer Brennkraftmaschine generierte Drehmomentenstöße durch die Überbrü ckungskupplung abgefangen bzw. nicht in den folgenden Systembereich des Dreh momentwandlers, insbesondere auch die Drehschwingungsdämpfungsanordnung, eingeleitet werden. Dies vermeidet, dass in einer derartigen Betriebsphase durch übermäßige Drehbeschleunigung des Auslenkungsmassenträgers der Drehschwin gungsdämpfungsanordnung die Auslenkungsmassen übermäßig bzw. bis zum Errei chen einer Maximal-Auslenkung bezüglich des Auslenkungsmassenträgers ausge lenkt werden. In Zuordnung zu den Auslenkungsmassen ist eine radial innerhalb der Auslenkungsmassen angeordnete, ringartig ausgebildete Anschlagformation vorge- sehen, an welcher bei Übergehen in einen Stillstandzustand und somit abnehmender Drehzahl bzw. abnehmender auf die Auslenkungsmassen einwirkender Fliehkraft die schwerkraftbedingt dann nach radial innen bzw. nach unten fallenden Auslenkungs massen zur Anlage kommen können.
Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Drehschwingungsdämpfungsan ordnung derart auszugestalten, dass auch bei übermäßiger Drehbeschleunigung ei ne maximal mögliche Auslenkung der Auslenkungsmassen der Drehschwingungs dämpfungsanordnung nicht erreicht wird.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch eine Drehschwingungsdämp fungsanordnung, insbesondere drehzahladaptiver Tilger, umfassend einen um eine Drehachse drehbaren Auslenkungsmassenträger sowie eine Mehrzahl von in Um fangsrichtung aufeinanderfolgend an dem Auslenkungsmassenträger aus einer Grund-Relativlage bezüglich diesem auslenkbar getragenen Auslenkungsmassen, wobei bei Auslenkung aus der Grund-Relativlage die radiale Lage der Auslenkungs massen bezüglich der Drehachse sich verändert, wobei jede Auslenkungsmasse vermittels wenigstens zweier Kopplungsformationen am Auslenkungsmassenträger ausgehend von der Grund-Relativlage in beiden Umfangsrichtungen auslenkbar ge tragen ist, wobei die in Zuordnung zu jeder Auslenkungsmasse vorgesehenen Kopp lungsformationen eine Maximal-Auslenkung der Auslenkungsmasse bezüglich des Auslenkungsmassenträgers ausgehend aus der Grund-Relativlage definieren.
Die Drehschwingungsdämpfungsanordnung zeichnet sich dadurch aus, dass in Zu ordnung zu wenigstens einer, vorzugsweise jeder Auslenkungsmasse eine elastisch verformbare Anschlagformation vorgesehen ist zum Beenden der Auslenkungsbe wegung der Auslenkungsmasse nach Erreichen einer Anschlag-Auslenkung, und dass bei wenigstens einer, vorzugsweise jeder Auslenkungsmasse in wenigstens einer, vorzugsweise jeder Umfangsrichtung die Anschlag-Auslenkung weniger als 95% der Maximal-Auslenkung ist.
Bei der erfindungsgemäß aufgebauten Drehschwingungsdämpfungsanordnung ist durch das Wirksamwerden der elastisch wirkenden Anschlagformation bereits vor Erreichen der gemäß der konstruktiven Auslegung der Kopplungsformationen maxi mal möglichen Auslenkung einer Auslenkungsmasse bzw. der Auslenkungsmassen gewährleistet, dass bei Auftreten übermäßiger Drehbeschleunigungen in einem An triebsstrang ein zu einer Beschädigung oder Verstimmung des Schwingungssystems führender harter Anschlag nicht auftreten wird. Die Auslenkungsmasse/n kommt bzw. kommen bei übermäßiger Drehbeschleunigung in Kontakt mit einem eine übermäßi ge Auslenkungsbewegung durch elastische Verformung auffangenden Anschlag. Da die erfindungsgemäße Drehschwingungsdämpfungsanordnung so ausgelegt ist, dass, hinausgehend über die Anschlag-Auslenkung, noch eine definierte Auslen kungsreserve zur Verfügung steht, können auch durch unvermeidbare Fertigungsto leranzen eingeführte Abweichungen in der Einbaulage verschiedener Komponenten, insbesondere der Anschlagformation, nicht dazu führen, dass noch vor dem Wirk samwerden der Anschlagformation oder im Wirkungsweg der Anschlagformation die Auslenkungsbewegung aufgrund des Erreichens der gemäß der Auslegung der Kopplungsformationen maximal möglichen Auslenkung blockiert wird bzw. die elasti sche wirksame Anschlagformation ihre Anschlagwirkung nicht bzw. nicht vollständig entfalten kann.
Beispielsweise kann eine erfindungsgemäß aufgebaute Drehschwingungsdämp fungsanordnung so ausgebildet sein, dass jede Auslenkungsmasse vermittels der dieser zugeordneten Kopplungsformationen derart mit dem Auslenkungsmassenträ ger gekoppelt ist, dass bei Auslenkung aus der Grund-Relativlage ein Massen schwerpunkt der Auslenkungsmasse sich ausgehend von einer Grund-Positionierung des Massenschwerpunkts in der Grund-Relativlage auf einer gekrümmten Bewe gungsbahn um ein zur Drehachse exzentrisches Schwerpunkt-Bewegungszentrum bewegt. Bei sehr geringer Auslenkung aus der Grund-Relativlage bewegt bei derarti ger Auslegung ein Massenschwerpunkt sich näherungsweise auf einer Kreisbahn, so dass der Kreismittelpunkt einer derartigen für kleine Auslenkungen angenommenen Kreisbahn als das Schwerpunkt-Bewegungszentrum betrachtet werden kann. Bei größerer Auslenkung aus der Grund-Relativlage kann durch entsprechende Formge bung von Führungsbahnen der Kopplungsformationen eine von einer Kreisbahn ab weichende Bewegung entlang einer gekrümmten Bewegungsbahn mit in Richtung von der Grund-Relativlage bzw. der Grund-Positionierung weg abnehmendem Krümmungsradius vorgesehen sein, um zu gewährleisten, dass eine derartige Dreh schwingungsdämpfungsanordnung definiert auf eine bestimmte Anregungsordnung abgestimmt werden kann.
Bei derartiger Bewegung entlang einer gekrümmten bzw. näherungsweise kreisarti gen Bewegungsbahn kann bei wenigstens einer, vorzugsweise jeder Auslenkungs masse ein der Anschlag-Auslenkung entsprechender Anschlag-Auslenkungswinkel des Massenschwerpunkts der Auslenkungsmasse weniger als 95% eines der Maxi- mal-Auslenkung entsprechenden Maximal-Auslenkungswinkels des Massenschwer punkts der Auslenkungsmasse sein.
Wenn dabei vorgesehen ist, dass der Anschlag-Auslenkungswinkel im Bereich von 70% bis 90% des Maximal-Auslenkungswinkels ist, ist einerseits dafür gesorgt, dass eine ausreichend große Auslenkungsreserve zum Kompensieren insbesondere von durch Fertigungstoleranzen eingeführten Abweichungen von einer Soll-Einbaulage zur Verfügung steht. Andererseits wird ein Bauraum beanspruchendes und eine defi nierte Bewegung von Kopplungselementen der Kopplungsformationen beeinträchti gen des Übermaß an Auslenkungsreserve vermieden.
Ferner kann eine erfindungsgemäße Drehschwingungsdämpfungsanordnung derart aufgebaut sein, dass jede Auslenkungsmasse vermittels der dieser zugeordneten Kopplungsformationen derart mit dem Auslenkungsmassenträger gekoppelt ist, dass bei Auslenkung aus der Grund-Relativlage eine Auslenkungsbewegung der Auslen kungsmasse zusammengesetzt ist aus einer translatorischen Radialbewegung in einer Richtung parallel zu einer Radialrichtung bezüglich der Drehachse und einer translatorischen T angentialbewegung in einer Richtung orthogonal zu einer Radial richtung bezüglich der Drehachse. Eine derartige Bewegung einer Auslenkungsmas se kann also ohne oder im Wesentlichen ohne Eigenrotation der Auslenkungsmasse beispielsweise um ihren Massenschwerpunkt oder um eine zur Richtung der transla torischen Bewegung orthogonale Drehachse ablaufen, so dass eine Auslenkungs masse einerseits in tangentialer Richtung und dabei auch in radialer Richtung ver schoben wird. Durch das im Verlaufe der Auslenkung sich verändernde Ausmaß an T angentialbewegung und Radialbewegung entsteht beispielsweise für den Massen- Schwerpunkt einer jeweiligen Auslenkungsmasse eine Bewegung entlang einer bei spielsweise zumindest bereichsweise kreisartig gekrümmten Bewegungsbahn.
Bei derartiger Bewegung einer Auslenkungsmasse kann vorgesehen sein, dass bei wenigstens einer, vorzugsweise jeder Auslenkungsmasse ein der Anschlag- Auslenkung entsprechender Anschlag-Radialbewegungsweg der Auslenkungsmasse weniger als 95% eines der Maximal-Auslenkung entsprechenden Maximal- Radialbewegungswegs der Auslenkungsmasse ist.
Auch hierbei kann eine ausreichende, jedoch nicht übermäßig ausgebildete Auslen kungswegreserve dadurch bereitgestellt werden, dass der Anschlag- Radialbewegungsweg im Bereich von 60% bis 80% des maximal- Radialbewegungswegs ist.
Gleichermaßen kann eine erfindungsgemäße Drehschwingungsdämpfungsanord nung so bereitgestellt sein, dass bei wenigstens einer, vorzugsweise jeder Auslen kungsmasse ein der Anschlag-Auslenkung entsprechender Anschlag- T angentialbewegungsweg der Auslenkungsmasse weniger als 95% eines der Maxi mal-Auslenkung entsprechenden Maximal-T angentialbewegungswegs der Auslen kungsmasse ist.
Auch hierbei ist es für einen ausreichenden, jedoch nicht übermäßigen Reserve- Auslenkungsweg vorteilhaft, wenn der Anschlag-Tangentialbewegungsweg im Be reich von 80% bis 95% des Maximal-T angentialbewegungswegs ist.
Um bei einer erfindungsgemäß aufgebauten Drehschwingungsdämpfungsanordnung die Möglichkeit bereitzustellen, diese definiert auf eine Anregungsordnung eines zu Schwingungen anregenden Systems, beispielsweise einer Brennkraftmaschine, aus legen zu können, wird vorgeschlagen, dass jede Kopplungsformation wenigstens eine Führungsbahn mit radial außen liegendem Führungsbahnscheitel in dem Aus lenkungsmassenträger, wenigstens eine Führungsbahn mit radial innen liegendem Führungsbahnscheitel in einer der Auslenkungsmassen sowie ein entlang der we nigstens einen Führungsbahn im Auslenkungsmassenträger und der wenigstens ei- nen Führungsbahn in der Auslenkungsmasse bewegbares, vorzugsweise rollenarti ges, Kopplungselement umfasst, wobei bei Positionierung der Auslenkungsmasse in der Grund-Relativlage das Kopplungselement im Führungsbahnscheitel der wenigs tens einen Führungsbahn im Auslenkungsmassenträger und im Führungsbahnschei tel der wenigstens einen Führungsbahn in der Auslenkungsmasse positioniert ist.
Für die ein hartes Beenden einer Auslenkungsbewegung vermeidende, elastische Anschlagwirkung der Anschlagformation wird vorgeschlagen dass die elastisch ver formbare Anschlagformation einen mit dem Auslenkungsmassenträger fest gekoppel ten, starren Anschlagträger und an dem Anschlagträger getragenes elastisches An schlagmaterial umfasst.
Dabei kann beispielsweise vorgesehen sein, dass der Anschlagträger mit Sinter stahlmaterial aufgebaut ist, oder/und dass das Anschlagmaterial mit Elastomermate rial, vorzugsweise HNBR oder FKM, aufgebaut ist.
Die Erfindung betrifft ferner ein Antriebssystem für ein Fahrzeug, umfassend eine Brennkraftmaschine und eine Kupplungsanordnung zur An- und Abkopplung der Brennkraftmaschine an einen und von einem in Drehmomentenflussrichtung auf die Kupplungsanordnung folgenden Bereich eines Antriebsstrangs, wobei wenigstens eine erfindungsgemäß aufgebaute Drehschwingungsdämpfungsanordnung an einen in Drehmomentenflussrichtung vor der Kupplungsanordnung liegenden Bereich des Antriebsstrangs angekoppelt ist.
Bei einem derart aufgebauten Antriebssystem ist eine erfindungsgemäße Dreh schwingungsdämpfungsanordnung also an einen Bereich des Antriebsstrang ange koppelt, welcher grundsätzlich nicht von einer Brennkraftmaschine bzw. deren Kur belwelle entkoppelt werden kann und somit auch beispielsweise in einer Anlasspha se der Brennkraftmaschine bei Einsetzen der Zündungen nicht durch das Wirksam werden einer Kupplungsanordnung vor übermäßigen Drehbeschleunigungen ge schützt werden kann. Bei einem derart aufgebauten Antriebssystem sind die erfin dungsgemäß bereitgestellte elastische Anschlagdämpfung einerseits und die über die Anschlag-Auslenkung hinausgehende Reserve im Auslenkungsweg andererseits von substantieller Bedeutung, da damit auch unabhängig von durch Fertigungstole ranzen eingeführten Lagetoleranzen insbesondere im Bereich der Anschlagformation das Auftreten harter Anschläge von Auslenkungsmassen auch bei übermäßiger Drehbeschleunigung vermieden werden kann.
Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren detailliert beschrieben. Es zeigt:
Fig. 1 eine Axialansicht einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung;
Fig. 2 eine vergrößerte Detailansicht der Drehschwingungsdämpfungsanordnung der Fig. 1 bei in einer Grund-Relativlage positionierter Auslenkungsmasse;
Fig. 3 eine der Fig. 2 entsprechende Darstellung bei in einer Anschlag-Auslenkung positionierter Auslenkungsmasse;
Fig. 4 eine der Fig. 2 entsprechende Darstellung einer in einer Grund-Relativlage positionierten Auslenkungsmasse einer für eine höhere Ordnung abgestimmten Drehschwingungsdämpfungsanordnung;
Fig. 5 eine der Fig. 4 entsprechende Ansicht bei in einer Anschlag-Auslenkung posi tionierter Auslenkungsmasse;
Fig. 6 eine der Fig. 1 entsprechende Darstellung einer alternativ gestalteten Dreh schwingungsdämpfungsanordnung;
Fig. 7 eine Detailansicht der Drehschwingungsdämpfungsanordnung der Fig. 6 bei in einer Anschlag-Auslenkung positionierter Auslenkungsmasse;
Fig. 8 eine der Fig. 7 entsprechende Darstellung einer alternativ gestalteten, in der Anschlag-Auslenkung positionierten Auslenkungsmasse;
Fig. 9 eine Schnittdarstellung einer Anschlagformation; Fig. 10 in prinzipartiger Darstellung ein mit einer Drehschwingungsdämpfungsanord nung aufgebautes Antriebssystem für ein Kraftfahrzeug.
In Fig. 1 ist eine als drehzahladaptiver Tilger bezeichnete bzw. wirksame Dreh schwingungsdämpfungsanordnung allgemein mit 10 bezeichnet. Die Drehschwin gungsdämpfungsanordnung 10 umfasst einen Auslenkungsmassenträger 12 mit zwei in Richtung einer Drehachse A aufeinander folgend angeordneten Trägerscheiben 14, 16. Die Trägerscheiben 14, 16 sind durch eine Mehrzahl von Nietbolzen 18 in axialem Abstand zueinander miteinander fest verbunden.
Die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 umfasst weiter vier in Umfangsrich tung aufeinander folgend angeordnete Auslenkungsmassen 20. Jede der Auslen kungsmassen 20 kann eine oder mehrere Scheiben umfassen, die axial aufeinander folgend und ggf. miteinander fest verbunden positioniert sind. Jede der vier Auslen kungsmassen 20 ist durch zwei mit Umfangsabstand zueinander angeordnete und allgemein mit 22 bezeichnete, zueinander grundsätzlich gleich bzw. identisch aufge- baute Kopplungsformationen mit dem Auslenkungsmassenträger 12 gekoppelt. Jede der Kopplungsformationen 22 umfasst an einer in den Trägerscheiben 14 bzw. 16 des Auslenkungsmassenträgers 12 jeweils ausgebildeten Öffnung eine Führungs bahn 24, 26 mit radial außen liegendem Führungsbahnscheitel 28. In Zuordnung zu jedem derartigen Paar von Führungsbahnen 24, 26 im Auslenkungsmassenträger 12 umfasst jede Kopplungsformation 22 in jeder der Auslenkungsmassen 20 eine in ei ner darin vorgesehenen Öffnung ausgebildete Führungsbahn 30 mit radial innen lie gendem Führungsbahnscheitel 32. Ferner umfasst jede Kopplungsformation 22 ein rollen- bzw. walzenartig ausgebildetes Kopplungselement 34, das die in den Träger scheiben 14, 16 gebildeten Öffnungen einerseits und die zugehörige in einer jeweili gen Auslenkungsmasse 20 ausgebildete Öffnung andererseits durchsetzt und somit mit jeder der Führungsbahnen 24, 26, 30 zusammenwirkt.
Durch die in Zuordnung zu jeder Auslenkungsmasse 20 paarweise vorgesehenen Kopplungsformation 22 ist eine Relativbewegung der Auslenkungsmassen 20 bezüg lich des Auslenkungsmassenträgers 12 ermöglicht. Im Rotationsbetrieb, also bei Drehung des Auslenkungsmassenträgers 12 um die Drehachse A, werden grund sätzlich die Auslenkungsmassen 22 aufgrund der auf diese einwirkenden Fliehkraft nach radial außen gezogen. Dies führt dazu, dass die Kopplungselemente durch die radial bezüglich einander beaufschlagten Führungsbahnen 24, 26 einerseits und 30 andererseits in die jeweiligen Führungsbahnscheitel 28, 32 gezwungen werden. Bei der in Fig. 1 dargestellten Grund-Relativpositionierung der Auslenkungsmassen 20 bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 12 nehmen bei im Bereich der jeweiligen Führungsbahnscheitel 28, 32 positionierten Kopplungselementen 34 die Auslen kungsmassen 20 ihre maximal nach radial außen verlagerte Positionierung bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 12 ein.
T reten im Rotationsbetrieb Drehungleichförmigkeiten auf, führt dies zu einer Um fangsbeschleunigung des Auslenkungsmassenträgers 12. Da die Auslenkungsmas sen 20 dieser Umfangsbeschleunigung zunächst nicht folgen können bzw. werden, werden sie in Umfangsrichtung bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 12 be wegt. Bei dieser Bewegung rollen die Kopplungselemente 34 entlang der Führungs bahnen 24, 26, 30, was aufgrund der gekrümmten Ausgestaltung der Führungsbah nen 24, 26, 30 dazu führt, dass bei Bewegung ausgehend von der Grund-Relativlage die Auslenkungsmassen 20 sich nicht nur in Umfangsrichtung bezüglich des Auslen kungsmassenträgers 12 bewegen, sondern auch nach radial innen gezwungen wer den. Dabei nehmen die Auslenkungsmassen 20 potentielle Energie auf und werden somit zu einer Schwingung angeregt, welche der auf den Auslenkungsmassenträger 12 einwirkenden Beschleunigung bzw. Schwingung entgegenwirkt.
Bei der in Fig. 1 dargestellten Ausgestaltung der Kopplungsformationen 22 führen die Auslenkungsmassen 20 eine derartige Bewegung bezüglich des Auslenkungsmas senträgers 12 durch, dass ein Massenschwerpunkt M der Auslenkungsmassen ei nerseits eine translatorische Bewegung nach radial innen bzw. parallel zu einer Ra diallinie durchführt und andererseits eine orthogonal zu einer derartigen Radiallinie, also tangential orientierte T ranslationsbewegung ausführt. Eine Verschwenkung der Auslenkungsmassen 20 z. B. um eine den Massenschwerpunkt M durchsetzende und zur Drehachse A parallele Schwenkachse erfolgt im Wesentlichen nicht. Am Auslenkungsmassenträger 12 ist eine allgemein mit 36 bezeichnete Anschlag formation vorgesehen. Diese Anschlagformation 36 umfasst einen starr, beispiels weise aus Metallmaterial, aufgebauten Anschlagträger 38 und beispielsweise an dessen Außenumfangsbereich angeformtes, elastisches Anschlagmaterial 40. Bei spielsweise kann der Anschlagträger 38 mit Sinterstahlmaterial aufgebaut sein, und das Anschlagmaterial 40 kann mit Elastomermaterial, wie z. B. HNBR oder FKM auf- gebaut sein. Die Anschlagformation 40 stellt in Zuordnung zu jeder Auslenkungs masse 20 einen Anschlagbereich 42 bereit, an welchem, wie nachfolgend detailliert beschrieben, bei Auslenkung aus der Grund-Relativlage eine jeweilige Auslen kungsmasse 20 in Anlage kommen kann. Man erkennt in Fig. 1 , dass bei der darge stellten Ausgestaltungsform die Auslenkungsmassen 20 in ihrem radial inneren und zur Anlage an die Anschlagformation 36 kommenden Bereich 46 mit einer im We sentlichen geradlinigen und auch im Wesentlichen tangential sich erstreckenden Kontur ausgebildet sind, an welche angepasst auch die Anschlagbereiche 42 der Anschlagformation 36 eine geradlinig sich erstreckende, bezüglich einer Radiallinie tangential, also im Wesentlichen orthogonal dazu angeordnete Kontur aufweisen. Ferner ist in Fig. 1 zu erkennen, dass in der Grund-Relativlage, also bei maximal nach radial außen verlagertem Massenschwerpunkt M, die radial inneren Bereiche 46 der Auslenkungsmassen 20 einen Abstand D zu den jeweils zugeordneten An schlagbereichen 42 der Anschlagformation 36 aufweisen.
Es ist darauf hinzuweisen, dass die Anschlagformation 36 beispielsweise zusammen mit einer eine Anbindung an einen Antriebsstrang gestattenden Kopplungsscheibe 44 vermittels der Nietbolzen 18 mit dem Auslenkungsmassenträger 12 fest verbun den sein kann. Alternativ kann eine derartige Kopplungsscheibe auch als integraler Bestandteil von einer der Trägerscheiben 16, 18 bereitgestellt sein.
Mit Bezug auf die Fig. 2 und 3 wird nachfolgend die Bewegung einer jeweiligen Aus lenkungsmasse 20 bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten, also Umfangsbe schleunigungen, erläutert.
Die Fig. 2 stellt in Übereinstimmung mit der Fig. 1 eine Auslenkungsmasse 20 in der Grund-Relativlage bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 12 dar. Der radial inne- re Bereich 46 der dargestellten Auslenkungsmasse 20 weist den Abstand D zum An schlagbereich 42 der Anschlagformation 36 auf. Die im Auslenkungsmassenträger 12 einerseits bzw. der Auslenkungsmasse 20 andererseits vorgesehenen Führungs bahnen, von welchen in Fig. 2 die Führungsbahn 26 der Trägerscheibe 16 sowie die Führungsbahn 30 der Auslenkungsmasse 20 in Zuordnung zur Kopplungsformation 22 zu erkennen ist, sind so gestaltet, dass sie, ausgehend von der Grund- Relativlage, in beiden Umfangsrichtungen eine gleich bemessene Maximal- Auslenkung A zulassen. Bei Erreichen der Maximal-Auslenkung A würde bei spielsweise in der dargestellten Ausgestaltungsform eine Weiterbewegung eines je weiligen Kopplungselements 34 in der dieses aufnehmenden Öffnung in den Träger scheiben 14, 16 bzw. der Auslenkungsmasse 20 nicht möglich sein.
Es ist bei der in Fig. 2 dargestellten Maximal-Auslenkung AM darauf hinzuweisen, dass diese ausgedrückt ist als ein Auslenkungswinkel W-i einer bei Auslenkung der Auslenkungsmasse 20 von deren Schwerpunkt M durchlaufenen, näherungsweise kreisartigen, also gekrümmten Bewegungsbahn, ausgehend von einer in den Fig. 1 und 2 dargestellten Grund-Positionierung des Massenschwerpunkts M bei in der Grund-Relativlage positionierter Auslenkungsmasse 20. Diese Bewegungsbahn des Massenschwerpunkts M kann zumindest in dem der Grund-Positionierung nahen Bereich näherungsweise als Kreisbahn um einen als Schwerpunkt- Bewegungszentrum Z zu betrachtenden Mittelpunkt eines eine derartige Kreisbahn beschreibenden Kreises betrachtet werden. Zur Abstimmung einer derartigen Dreh schwingungsdämpfungsanordnung 10 auf eine bestimmte anregende Ordnung bei spielsweise der Zündfrequenz einer Brennkraftmaschine weisen die Führungsbahnen mit zunehmendem Abstand von den jeweiligen Führungsbahnscheiteln 28, 32 eine von einer Kreisform im Sinne einer Abnahme des Bahn-Krümmungsradius abwei chende Kontur auf, so dass eine derartige Gestalt der Führungsbahnen und mithin auch der Bewegungsbahn des Massenschwerpunkts M näherungsweise auch als eine elliptische Bahn betrachtet werden kann, bei welcher ein jeweiliger Scheitel bzw. die Grund-Positionierung im Bereich geringster Krümmung der jeweiligen Bahn an genommen werden kann. Bei Auslenkung der Auslenkungsmasse 20 und entsprechender Bewegung der Kopplungselemente 34 entlang der Führungsbahnen 24, 26, 30 bewegt sich im Sin ne der vorangehend beschriebenen überlagerten translatorischen Bewegungen die Auslenkungsmasse 2 zunehmend nach radial innen und nähert sich somit mit ihrem radial inneren Bereich 46 dem zugeordneten Anschlagbereich 42 an. Bei Erreichen einer einem Auslenkungswinkel W2 des Massenschwerpunkts M entsprechenden Anschlag-Auslenkung AA kommt der radial innere Bereich 46 in Anlage an dem An schlagbereich 42. Da diese beiden Bereiche mit geradlinig sich erstreckender, zuein ander parallel verlaufender Kontur ausgebildet sind und da die Auslenkungsmasse 20 ohne Eigenrotation translatorisch verschoben wird, kommen der radial innere Be reich 46 der Auslenkungsmasse 20 und der Anschlagbereich 42 in einen langge streckten, flächigen Anlagekontakt aneinander, so dass der durch die Auslenkungs masse 20 auf das elastische Anschlagmaterial 40 ausgeübte Druck im Wesentlichen gleichmäßig verteilt ist.
Aufgrund der Ausgestaltung des Anschlagmaterials 40 mit Elastomermaterial und somit mit elastischer Eigenschaft, kann dieses bei Belastung durch die Auslen kungsmasse 20 nach radial innen einfedern und dabei Energie aufnehmen bzw. dis- sipieren. Die Auslenkungsmasse 20 erfährt somit keinen harten Anschlag, sondern ihre Bewegung wird sanft abgefangen. Dies vermeidet einerseits Beschädigungen, andererseits das Entstehen von Anschlaggeräuschen im Bereich der Drehschwin gungsdämpfungsanordnung 10.
Man erkennt in Fig. 3 weiter, dass bei Erreichen der Anschlag-Auslenkung AA, wel che im dargestellten Beispiel z. B. einem Winkel W2 von etwa 48° entsprechen kann, grundsätzlich die Kopplungselemente 34 der Kopplungsformationen 20 sich noch weiter entlang der zugeordneten Führungsbahnen 24, 26, 28 bewegen könnten, bis die Maximal-Auslenkung AM erreicht wird, welche im dargestellten Beispiel beispiels weise einem Auslenkungswinkel W-i des Massenschwerpunkts M von etwa 55° ent sprechen kann. Aufgrund des Wirksamwerdens der Anschlagformation 36 wird dieser Rest der theoretisch möglichen Auslenkung jedoch nicht durchlaufen. Vielmehr wird, hinausgehend über die Anschlag-Auslenkung AA bei dann einsetzender Kompression des Anschlagmaterials 40 die Auslenkungsmasse 20 sich unter Kompression des Anschlagmaterials 40 noch geringfügig weiterbewegen, so dass der Auslenkungs winkel des Massenschwerpunkts M, hinausgehend über den der Anschlag- Auslenkung AA entsprechenden Winkel W2 noch geringfügig zunehmen wird, jedoch nicht in einem dem vollständigen Winkel W1 entsprechende Ausmaß.
Eine derartige Ausgestaltung der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10, wie sie vorangehend mit Bezug auf die Wirkungsweise der Kopplungsformationen 22 bzw. auch der Anschlagformation 36 beschrieben wurde, bringt im Betrieb verschiedene wesentliche Vorteile mit sich. Dabei ist zunächst zu betonen, dass bei dem Aufbau bzw. der Auslegung einer derartigen Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 die verschiedenen Komponenten bzw. Systembereiche so aufeinander abgestimmt wer den, dass im normalen Rotationsbetrieb die bzw. jede Auslenkungsmasse 20 nicht in Wechselwirkung tritt mit der Anschlagformation 36, da dies grundsätzlich zu einer Verstimmung des durch die Gesamtheit der Auslenkungsmassen 20 bereitgestellten Schwingungssystems und somit einer Beeinträchtigung des Dämpfungsverhaltens führen würde. Vielmehr wird die Auslegung derart getroffen, dass im normalen Rota tionsbetrieb der Massenschwerpunkt M nicht den vollständigen Winkel W-i bzw. die entsprechende Bewegungsbahn durchläuft. Nur dann, wenn beispielsweise beim Anlassen einer Brennkraftmaschine im normalen Betrieb nicht zu erwartende über mäßige Umfangsbeschleunigungen auftreten, kann kurzphasig eine derart starke Auslenkung der Auslenkungsmassen 20 auftreten, dass diese tatsächlich in Wech selwirkung mit der Anschlagformation 36 bzw. dem elastischen Anschlagmaterial 40 treten. Aufgrund dieser elastischen Charakteristik wird der Anschlag jedoch ge dämpft, so dass Anschlaggeräusche und Beschädigungen vermieden werden. Die dabei unvermeidbar auftretende Verstimmung des Schwingungssystems kann ak zeptiert werden, da in dieser Anlassphase ein definiertes Schwingungsverhalten im gesamten Antriebsstrang nicht vorliegt. Erst dann, wenn beispielsweise die Drehzahl einer B ren n kraftm asch i n e in den Bereich ihrer Leerlaufdrehzahl angehoben wird bzw. sich dort stabilisiert hat, oder eine Brennkraftmaschine mit einer Drehzahl im Bereich der Leerlaufdrehzahl oder höherer Drehzahl dreht, kann bzw. wird die Drehschwin gungsdämpfungsanordnung 10 mit den dann fliehkraftbedingt nach radial außen be lasteten Auslenkungsmassen 20 ihre zum Eliminieren von Schwingungen vorgese hene Charakteristik entfalten. Grundsätzlich besteht bei derartigen Systemen jedoch das Problem, dass einerseits Fertigungstoleranzen die Maßhaltigkeit der verschiedenen Bauteile beeinträchtigen und andererseits auch Montagetoleranzen dazu führen können, dass verschiedene Komponenten bzw. Oberflächen derselben eine von einer an sich vorgesehenen Soll-Einbaulage abweichende Lage einnehmen. Derartige Fertigungstoleranzen kön nen insbesondere auch im Bereich der Anschlagformation 36 oder/und der Kopp lungsformationen 22 auftreten, so dass unter Berücksichtigung der grundsätzlich be kannten Fertigungstoleranzen in der Grund-Relativlage der Abstand des radial inne ren Bereichs 46 einer jeweiligen Auslenkungsmasse 20 nicht exakt dem einer Soll- Einbaulage entsprechenden Abstand D zum jeweils zugeordneten Anschlagbereich 42 entsprechen wird.
Unter Berücksichtigung der im Fertigungsprozess allgemein bekannten Fertigungs- bzw. Montagetoleranzen kann der Aufbau bzw. die Auslegung einer derartigen Dreh schwingungsdämpfungsanordnung 10 also so getroffen werden, dass sichergestellt ist, dass der Abstand D mindestens so groß ist, dass bei Auslenkung aus der Grund- Relativlage bzw. der Grund-Positionierung jede Auslenkungsmasse 20 den Winkel Wi bis zum Erreichen der Anschlag-Auslenkung AA durchlaufen kann, welcher für das gewünschte Schwingungsverhalten erforderlich ist, im dargestellten Beispiel also 48°. Dies bedeutet jedoch, dass unter Berücksichtigung der nicht vermeidbaren Tole ranzen tatsächlich davon auszugehen ist, dass der Anschlagbereich 42 einen größe ren Abstand zu der in der Grund-Relativlage positionierten Auslenkungsmasse 20 aufweisen wird und somit bei Erreichen der gemäß Auslegung der Drehschwin gungsdämpfungsanordnung 10 vorzusehenden Anschlag-Auslenkung AA tatsächlich noch ein Abstand zwischen der Auslenkungsmasse 20 und der Anschlagformation 36 besteht. Die Auslenkungsmasse 20 wird daher zumindest dann, wenn übermäßi ge Beschleunigungen auftreten, sich hinausgehend über die Anschlag-Auslenkung AA bzw. den zugeordneten Winkel W-i bewegen, was eine weitergehende Auslen kung in Richtung zur Maximal-Auslenkung AM bedeutet. Da, wie vorangehend ausge führt, ein ausreichender Abstand zwischen der Anschlag-Auslenkung AA und der Ma ximal-Auslenkung AM vorgehalten ist, also eine ausreichende Auslenkungsreserve besteht, kann, ohne dass eine weitere Bewegung der Kopplungselemente 34 entlang der Führungsbahnen 24, 26, 30 behindert ist, jede Auslenkungsmasse 20 sich weiter bewegen, bis sie tatsächlich in Wechselwirkung mit der Anschlagformation 40 tritt.
Für eine ausreichend große Auslenkungsreserve zwischen der zumindest vorzuhal tenden Anschlag-Auslenkung AA und der maximal möglichen Auslenkung AM sollte ein Verhältnis dieser Auslenkungen im Bereich von etwa 0,7 bis 0,9, vorzugsweise bei etwa 0,8 liegen. Dies kann ausgedrückt sein durch die zueinander ins Verhältnis gesetzten Auslenkungswinkel Wi und W2 bezogen auf die Bewegungsbahn des Massenschwerpunkts M einer jeweiligen Auslenkungsmasse um das Schwerpunkt- Bewegungszentrum Z. Dieses Verhältnis kann gleichermaßen aber ausgedrückt sein durch das im Verlaufe einer derartigen Auslenkungsbewegung auftretende Ausmaß der translatorischen Bewegung in radialer Richtung oder parallel zur Radialrichtung, so dass auch hier ein für eine ausreichend starke Auslenkung vorzuhaltender An schlag-Radialbewegungsweg einer jeweiligen Auslenkungsmasse zu einem einer Maximal-Auslenkung entsprechenden Maximal-Radialbewegungsweg im Bereich von 60% bis 80% liegen kann. Auch für die andere Bewegungskomponente, also die Be wegung in tangentialer Richtung, kann ein derartiges Verhältnis aufgestellt werden zwischen einem der Anschlag-Auslenkung AA entsprechenden Anschlag- Tangentialbewegungsweg, beispielsweise des Massenschwerpunkts M, und einem der Maximal-Auslenkung Ay entsprechenden Maximal-Tangentialbewegungsweg, beispielsweise des Massenschwerpunkts M kann eine derartige Beziehung auf ge stellt werden, so dass der Anschlag-T angentialbewegungsweg im Bereich von 80% bis 95% des Maximal-Tangentialbewegungsweges liegen kann.
Die Fig. 4 und 5 zeigen, dass die vorangehend beispielsweise Bezug nehmend auf eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10, welche auf die zweite Ordnung ei ner anregenden Schwingung abgestimmt ist, beschriebenen Bewegungsverhältnisse auch für auf andere anregende Ordnungen abgestimmte Schwingungssysteme zu treffen. Beispielsweise zeigen die Fig. 4 und 5 in einer den Fig. 2 und 3 entsprechen den Art und Weise eine Auslenkungsmasse 20 einer Drehschwingungsdämpfungs anordnung 10, welche beispielsweise ausgelegt ist für die vierte Ordnung einer anre genden Schwingung, welche beispielsweise durch die Zündfrequenz einer Brenn kraftmaschine definiert sein kann. Deutlich zu erkennen ist, dass die in der Auslen- kungsmasse 20 und entsprechend auch die in den Trägerscheiben des Auslen kungsmassenträgers 12 gebildeten Führungsbahnen, von welchen in den Fig. 4 und 5 nur die Führungsbahnen 30 in der Auslenkungsmasse 20 erkennbar sind, eine deutlich stärkere Krümmung aufweisen, als dies bei auf eine geringere Ordnung ab gestimmten Auslenkungsmassen der Fall ist. Dementsprechend wird bei grundsätz lich wieder in gleichem Ausmaß durchlaufenen Auslenkungsbewegungswegen, also beispielsweise wieder einem Winkel W2 von etwa 48° bis zum Erreichen der An- schlag-Auslenkung AA und einen Winkel W1 von etwa 55° bis zum Erreichen der Ma- ximal-Auslenkung AM, die Auslenkungsmasse 20 eine deutlich geringere Bewegung in radialer Richtung und in tangentialer Richtung durchführen, so dass der Abstand D für die Grund-Relativlage entsprechend auch geringer ist. Dies bedeutet grundsätz lich aber, dass Fertigungstoleranzen sich aufgrund des geringeren Abstandes deut lich stärker auswirken, so dass das Vorhalten der vorangehend beschriebenen Aus lenkungsreserve, also der Abstand zwischen der zumindest vorzuhaltenden An- schlag-Auslenkung AA und der maximal möglichen Auslenkung A von substantieller Bedeutung für das Vermeiden eines bei Erreichen der Maximal-Auslenkung A auf tretenden harten Anschlages ist. Das erfindungsgemäß vorzusehende Verhältnis zwischen Anschlag-Auslenkung AA und Maximal-Auslenkung AM, beispielsweise ausgedrückt durch das Verhältnis der Winkel W2 und W1 zueinander, kann für alle auf verschiedenste Ordnungen einer anregenden Schwingungen ausgelegten Schwingungssysteme Anwendung finden.
Die Fig. 6 bis 9 zeigen eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10, welche so wohl hinsichtlich der grundsätzlichen Ausgestaltung, als auch hinsichtlich der mit Be zug auf die Auslenkung der Auslenkungsmassen vorzusehenden Bewegungsver hältnisse dem vorangehend mit Bezug auf die Fig. 1 bis 5 beschriebenen Aufbau entsprechen. Es wird daher diesbezüglich auf die voranstehenden Ausführungen verwiesen. Mit Bezug auf die nachfolgende Beschreibung der Fig. 6 bis 9 werden Komponenten bzw. Baugruppen, welche vorangehend beschriebenen Komponenten bzw. Baugruppen entsprechen, mit den gleichen Bezugszeichen bezeichnet.
Zu erkennen ist in Fig. 6, dass die Anschlagformation 36 in Anpassung an die insge samt fünf Auslenkungsmassen 20 ausgebildet ist und dementsprechend insgesamt fünf Anschlagbereiche 42 bereitstellt. Die grundsätzlich ringartig ausgebildete An schlagformation kann einen beispielsweise mit Sinterstahl aufgebauten Anschlagträ ger 38 und, wie in Fig. 9 veranschaulicht, beispielsweise an dessen Außen umfang angeformt elastisches Anschlagmaterial 40, also beispielsweise Elastomermaterial oder dergleichen, aufweisen. Auch bei dieser Ausgestaltung kann die ringartig aus gebildete Anschlagformation 36 vermittels der die beiden Trägerscheiben 14, 16 mit- ein-ander verbindenden Nietbolzen 18 an den Auslenkungsmassenträger 12 ange bunden sein.
Die Kopplungsscheibe 44 kann beispielsweise an der Trägerscheibe 14 vorgesehen sein bzw. mit dieser integral ausgebildet sein.
Zu erkennen ist in Fig. 6, dass jeder Anschlagbereich 42, angepasst an den radial inneren Bereich 46 einer jeweiligen Auslenkungsmasse 20, wieder im Wesentlichen sich geradlinig und tangential bezüglich einer Radiallinie erstreckend ausgebildet ist. Im zentralen Bereich weist jeder Anschlagbereich 42 eine nach radial außen orien tierte, kuppenartige Erhebung 48 auf, welche in eine entsprechende Einsenkung 50 der zugeordneten Auslenkungsmasse 20 eingreift. Die in den Fig. 6 und 7 dargestell ten Auslenkungsmassen 20, welche beispielsweise für eine niedrigere Ordnung einer anregenden Schwingung, beispielsweise die zweite Ordnung, ausgebildet sein kön nen, können so beschaffen sein, dass bei Erreichen der Anschlagauslenkung AA die Auslenkungsmasse 20 mit ihrem radial inneren Bereich 46 an dem dazu im Wesent lichen parallel sich erstreckenden Anschlagbereich 42 der Anschlagformation 36 in Anlage kommt, die Erhebung 48 jedoch einen Abstand d zur gegenüberliegenden Oberfläche der Auslenkungsmasse 20 im Bereich der Einsenkung 50 aufweist. Bei der in Fig. 8 dargestellten und für eine höhere Ordnung, beispielsweise die vierte Ordnung, ausgebildeten Auslenkungsmasse 20 ist vorgesehen, dass bei Erreichen der Anschlag-Auslenkung die Auslenkungsmasse 20 nicht im Bereich ihres radial inneren Bereichs 46, sondern im Bereich der Einsenkung 50 in Anlage an der kup penartigen Erhebung 48 der Anschlagformation 36 kommt, während zwischen dem radial inneren Bereich 46 der Auslenkungsmasse 20 und der Anschlagformation 36 dann ein Abstand d verbleibt, welcher nicht notwendigerweise das gleiche Ausmaß haben muss, wie der in Fig. 7 erkennbare Abstand d. Durch Ausgestaltung bzw. Dimensionierung insbesondere der die kuppenartige Er hebung 48 aufnehmenden Einsenkung 50 in Umfangsrichtung besteht also die Mög lichkeit, eine Auswahl dahingehend zu treffen, mit welchem Bereich der Anschlag formation 36 eine jeweilige Auslenkungsmasse 20 bei Wirksamwerden der Anschlag formation 36 in Wechselwirkung tritt.
Die Fig. 10 veranschaulicht in prinzipartiger Darstellung ein Antriebssystem 52, bei welchem eine derartige gemäß den Prinzipien der vorliegenden Erfindung aufgebau te Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 mit ihrem Auslenkungsmassenträger 12 und den Auslenkungsmassen 20 in besonders vorteilhafter Weise eingesetzt wer den kann.
Das Antriebssystem 52 umfasst als Antriebsaggregat eine Brennkraftmaschine 54, deren Kurbelwelle 56 über eine als Anfahrelement wirksame Reibungskupplung 58 an eine Getriebeeingangswelle 60 eines Getriebes 62 angekoppelt ist. Durch Ein- und Ausrücken der Reibungskupplung 58 kann der in Drehmomentenflussrichtung auf diese folgende Bereich 64 eines Antriebsstrangs 66 somit an den zwischen der Brennkraftmaschine 54 und der Reibungskupplung 58 liegenden Bereich 68 des An triebsstrangs 66 angekoppelt werden bzw. davon abgekoppelt werden.
In diesem zwischen der Brennkraftmaschine 54 und der Reibungskupplung 58, also in Drehmomentenflussrichtung (bezogen auf einen Zugzustand der Brennkraftma schine 54) vor der Reibungskupplung 58 liegenden Bereich 68 des Antriebsstrangs 66 ist die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 angeordnet und wirksam. Im dargestellten Beispiel ist diese zwischen zwei seriell wirksamen Torsionsschwin gungsdämpfern 70, 72 angeordnet bzw. wirksam. Eine Primärseite 74 des Torsions schwingungsdämpfers 70 ist dabei an die Kurbelwelle 56 angekoppelt, während eine Sekundärseite 76 des T orsionsschwingungsdämpfers 70 mit einer Primärseite 78 des im Drehmomentenfluss folgenden T orsionsschwingungsdämpfers 72 gekoppelt ist und zusammen damit eine Zwischenmasse 80 bereitstellt. An diese Zwischen masse 80 ist im dargestellten Beispiel der Auslenkungsmassenträger 12 der Dreh schwingungsdämpfungsanordnung 10 angekoppelt. Eine Sekundärseite 82 des Tor- sionsschwingungsdämpfers 72 ist mit der Reibungskupplung 58, beispielsweise ei nem Schwungrad derselben, gekoppelt. In jedem der Torsionsschwingungsdämpfer 70, 72 kann die jeweilige Primärseite 74 bzw. 78 über eine Mehrzahl von Dämpferfe dern oder sonstigen elastischen Elementen mit der zugehörigen Sekundärseite 76,
82 gekoppelt sein.
Bei einem derart aufgebauten Antriebssystem 52 ist die Drehschwingungsdämp fungsanordnung 10 permanent und unlösbar an die Brennkraftmaschine 54 ange koppelt, so dass insbesondere beim Anlassen bzw. beim Einsetzen der Zündungen entstehende übermäßige Drehbeschleunigungen, welche auch durch den Torsions schwingungsdämpfer 70 nicht substantiell abgefangen werden können, auf die Dreh schwingungsdämpfungsanordnung 10 einwirken und somit im vorangehend be schriebenen Sinne die elastisch wirksame Anschlagformation ihre Wirkung entfalten kann.
Es ist darauf hinzuweisen, dass selbstverständlich bei dem in Fig. 10 dargestellten Antriebssystem die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 in Drehmomenten- flussrichtung auch vor dem Torsionsschwingungsdämpfer 70 oder nach dem Torsi onsschwingungsdämpfer 72 angeordnet sein könnte oder zwischen der Brennkraft maschine 54 und der Reibungskupplung 58 kein Torsionsschwingungsdämpfer vor gesehen sein muss. Auch können selbstverständlich die beiden Torsionsschwin gungsdämpfer 70, 72 radial gestaffelt zueinander positioniert sein und es können an mehreren in Drehmomentenflussrichtung aufeinander folgenden Bereichen derartige Drehschwingungsdämpfungsanordnungen 10 vorgesehen sein. Grundsätzlich könnte als Anfahrelement auch ein hydrodynamischer Drehmomentwandler, eine Fluidkupp lung oder dergleichen vorgesehen sein, wobei auch dann in vorteilhafter Weise die Prinzipien der vorliegenden Erfindung genutzt werden können, wenn die bzw. eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 in Drehmomentenflussrichtung vor einer in einem derartigen Anfahrelement dann bereitgestellten oder durch dieses gebilde ten Kupplung liegt. Bezuqszeichen Drehschwingungsdämpfungsanordnung Auslenkungsmassenträger
Trägerscheibe
Trägerscheibe
Nietbolzen
Auslenkungsmasse
Kopplungsformation
Führungsbahn
Führungsbahn
Führungsbahnscheitel
Führungsbahn
Führungsbahnscheitel
Kopplungselement
Anschlagformation
Anschlagträger
Anschlagmaterial
Anschlagbereich
Kopplungsscheibe
radial innerer Bereich
Erhebung
Einsenkung
Antriebssystem
Brennkraftmaschine
Kurbelwelle
Reibungskupplung
Getriebeeingangswelle
Getriebe
Antriebsstrangbereich
Antriebsstrang
Antriebsstrangbereich
T orsionsschwingungsdämpfer 72 T orsionsschwingungsdämpfer
74 Primärseite
76 Sekundärseite
78 Primärseite
80 Zwischenmasse
82 Sekundärseite
A Drehachse
D Abstand
d Abstand
M Massenschwerpunkt
Z Schwerpunkt-Bewegungszentrum
AA Anschlag-Auslenkung
AM Maximal-Auslenkung
WT Winkel
W2 Winkel

Claims

Patentansprüche
1. Drehschwingungsdämpfungsanordnung, insbesondere drehzahladaptiver Til ger, umfassend einen um eine Drehachse (A) drehbaren Auslenkungsmassenträger (12) sowie eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinanderfolgend an dem Aus lenkungsmassenträger (12) aus einer Grund-Relativlage bezüglich diesem auslenk bar getragenen Auslenkungsmassen (20), wobei bei Auslenkung aus der Grund- Relativlage die radiale Lage der Auslenkungsmassen (20) bezüglich der Drehachse (A) sich verändert, wobei jede Auslenkungsmasse (20) vermittels wenigstens zweier Kopplungsformationen (22) am Auslenkungsmassenträger (12) ausgehend von der Grund-Relativlage in beiden Umfangsrichtungen auslenkbar getragen ist, wobei die in Zuordnung zu jeder Auslenkungsmasse (20) vorgesehenen Kopplungsformationen (22) eine Maximal-Auslenkung (AM) der Auslenkungsmasse (20) bezüglich des Aus lenkungsmassenträgers (12) ausgehend aus der Grund-Relativlage definieren, dadurch gekennzeichnet, dass in Zuordnung zu wenigstens einer, vorzugsweise je der Auslenkungsmasse (20) eine elastisch verformbare Anschlagformation (36) vor gesehen ist zum Beenden der Auslenkungsbewegung der Auslenkungsmasse (20) nach Erreichen einer Anschlag-Auslenkung (AA), und dass bei wenigstens einer, vor zugsweise jeder Auslenkungsmasse (20) in wenigstens einer, vorzugsweise jeder Umfangsrichtung die Anschlag-Auslenkung (Aa) weniger als 95% der Maximal- Auslenkung (AM) ist.
2. Drehschwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekenn zeichnet, dass jede Auslenkungsmasse (20) vermittels der dieser zugeordneten Kopplungsformationen (22) derart mit dem Auslenkungsmassenträger (12) gekoppelt ist, dass bei Auslenkung aus der Grund-Relativlage ein Massenschwerpunkt (M) der Auslenkungsmasse (20) sich ausgehend von einer Grund-Positionierung des Mas senschwerpunkts (M) in der Grund-Relativlage auf einer gekrümmten Bewegungs bahn um ein zur Drehachse (A) exzentrisches Schwerpunkt-Bewegungszentrum (Z) bewegt.
3. Drehschwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 2, dadurch gekenn zeichnet, dass bei wenigstens einer, vorzugsweise jeder Auslenkungsmasse (20) ein der Anschlag-Auslenkung (Aa) entsprechender Anschlag-Auslenkungswinkel (W2) des Massenschwerpunkts (M) der Auslenkungsmasse (20) weniger als 95% eines der Maximal-Auslenkung (AM) entsprechenden Maximal-Auslenkungswinkels (W-i) des Massenschwerpunkts (M) der Auslenkungsmasse ist.
4. Drehschwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 3, dadurch gekenn zeichnet, dass Anschlag-Auslenkungswinkel (W2) im Bereich von 70% bis 90% des Maximal-Auslenkungswinkels (W-i) ist.
5. Drehschwingungsdämpfungsanordnung nach einem der vorangehenden An sprüche, dadurch gekennzeichnet, dass jede Auslenkungsmasse (20) vermittels der dieser zugeordneten Kopplungsformationen (22) derart mit dem Auslenkungsmas senträger (12) gekoppelt ist, dass bei Auslenkung aus der Grund-Relativlage eine Auslenkungsbewegung der Auslenkungsmasse (20) zusammengesetzt ist aus einer translatorischen Radialbewegung in einer Richtung parallel zu einer Radialrichtung bezüglich der Drehachse (A) und einer translatorischen T angentialbewegung in einer Richtung orthogonal zu einer Radialrichtung bezüglich der Drehachse (A).
6. Drehschwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 5, dadurch gekenn zeichnet, dass bei wenigstens einer, vorzugsweise jeder Auslenkungsmasse (20) ein der Anschlag-Auslenkung (AA) entsprechender Anschlag-Radialbewegungsweg der Auslenkungsmasse (20) weniger als 95% eines der Maximal-Auslenkung (AM) ent sprechenden Maximal-Radialbewegungswegs der Auslenkungsmasse (20) ist.
7. Drehschwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 6, dadurch gekenn zeichnet, dass der Anschlag-Radialbewegungsweg im Bereich von 60% bis 80% des maximal-Radialbewegungswegs ist.
8. Drehschwingungsdämpfungsanordnung nach einem der Ansprüche 5-7, dadurch gekennzeichnet, dass bei wenigstens einer, vorzugsweise jeder Auslen kungsmasse (20) ein der Anschlag-Auslenkung (Aa) entsprechender Anschlag-
T angentialbewegungsweg der Auslenkungsmasse (20) weniger als 95% eines der Maximal-Auslenkung (AM) entsprechenden Maximal-T angentialbewegungswegs der Auslenkungsmasse (20) ist.
9. Drehschwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 8, dadurch gekenn zeichnet, dass der Anschlag-T angentialbewegungsweg im Bereich von 80% bis 95% des Maximal-Tangentialbewegungswegs ist.
10. Drehschwingungsdämpfungsanordnung nach einem der vorangehenden An sprüche, dadurch gekennzeichnet, dass jede Kopplungsformation (20) wenigstens eine Führungsbahn (24, 26) mit radial außen liegendem Führungsbahnscheitel (28) in dem Auslenkungsmassenträger (12), wenigstens eine Führungsbahn (30) mit radi al innen liegendem Führungsbahnscheitel (32) in einer der Auslenkungsmassen (20) sowie ein entlang der wenigstens einen Führungsbahn (24, 26) im Auslenkungsmas senträger (20) und der wenigstens einen Führungsbahn (30) in der Auslenkungs masse (20) bewegbares, vorzugsweise rollenartiges, Kopplungselement (34) um fasst, wobei bei Positionierung der Auslenkungsmasse (20) in der Grund-Relativlage das Kopplungselement (34) im Führungsbahnscheitel (28) der wenigstens einen Füh rungsbahn (24, 26) im Auslenkungsmassenträger (12) und im Führungsbahnscheitel (32) der wenigstens einen Führungsbahn (30) in der Auslenkungsmasse (20) positio niert ist.
11. Drehschwingungsdämpfungsanordnung nach einem der vorangehenden An sprüche , dadurch gekennzeichnet, dass die elastisch verformbare Anschlagformati on (36) einen mit dem Auslenkungsmassenträger (12) fest gekoppelten, starren An schlagträger (38) und an dem Anschlagträger (38) getragenes elastisches An schlagmaterial (40) umfasst.
12. Drehschwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 11 , dadurch gekenn zeichnet, dass das der Anschlagträger (38) mit Sinterstahlmaterial aufgebaut ist, o- der/und dass das Anschlagmaterial (40) mit Elastomermaterial, vorzugsweise HNBR oder FKM, aufgebaut ist.
13. Antriebssystem für ein Fahrzeug, umfassend eine Brennkraftmaschine (54) und eine Kupplungsanordnung (58) zur An- und Abkopplung der Brennkraftmaschine (54) an einen und von einem in Drehmomentenflussrichtung auf die Kupplungsan- Ordnung (58) folgenden Bereich (64) eines Antriebsstrangs (66), wobei wenigstens eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der vorangehenden Ansprüche an einen in Drehmomentenflussrichtung vor der Kupplungsanordnung (58) liegenden Bereich (68) des Antriebsstrangs (66) angekoppelt ist.
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