WO2007028366A2 - Mehrstufiger reihen-/parallel-dämpfer für einen drehmomentwandler - Google Patents

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David Avins
Fraser Macdonald
Matthew Frary
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Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
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    • F16H2045/0294—Single disk type lock-up clutch, i.e. using a single disc engaged between friction members

Definitions

  • the present invention relates to torque converter dampers, and more particularly to such torque converters in which coil springs are inserted in the torque transfer path between the torque converter turbine and an output shaft leading to a transmission to dampen sudden changes in power or torque between the turbine and the output shaft.
  • variable displacement engines operating in four- or eight-cylinder mode has further impeded the reduction of transmission of engine vibration, so that the need for a damper with better control and damping capability (torque absorption capacity for storage) due to the higher torque of the engine Likewise, a lesser degree of coupling, ie, torque capacity per degree of torsional angle, is desirable for noise vibration harshness (NVH), ie, that of a vehicle operator or occupant
  • NVH noise vibration harshness
  • first groups of springs 11 have the form of double spring groups in which an inner spring is disposed within an outer spring, that initially only the outer spring in Action occurs and the inner spring only then parallel to the outer spring in action occurs when the outer spring is compressed far enough.
  • the inner spring must have a smaller diameter than the outer spring and thus is usually much weaker.
  • Such improper weakness can be partially offset by using stronger wire for the inner spring than for the outer spring.
  • the usable spring force of the outer spring is limited by parameters that are unrelated to volume and length. Furthermore, the weaker spring can never be removed from the power transmission.
  • a reliable high-capacity damper which has a large torsion angle, where a low degree of coupling (lower torque per torsion angle) is required at the beginning and the degree of coupling increases more and more with increasing torsion angle.
  • the invention provides a damper for a torque converter.
  • the torque converter itself has a pump that can be driven in the direction of rotation by a motor, and a hydraulic turbine that can be driven in the direction of rotation by the pump.
  • the turbine in turn can be connected via a damper according to the invention with a drive shaft of a transmission.
  • the turbine can rotate around a shaft and is usually provided with a central hub for this purpose.
  • the damper transmits torque from the turbine of the torque converter to an output hub, e.g. is connected to a drive shaft of a transmission.
  • the damper absorb a large part of the excess torque and store it in the form of potential energy, to later release it, if it can be delivered evenly in the form of rotational energy to the transmission.
  • the damper may also act in the reverse direction, ie, store the energy of the excess torque from the transmission when the energy delivered by the engine is less than the energy absorbed due to the inertia of the vehicle and the transmission and absorbs the excess torque and vice versa return to the engine.
  • the damper according to the invention requires a drive unit for receiving the energy of a torque from a drive device such as a motor and an output unit for passing the energy of the torque to an output device such as a transmission.
  • the drive unit is connected to the first ends of the springs of a spring group 1 (first ends of group 1). Second ends of the springs of a spring group 1 (second ends of group 1) abut against first contact surfaces of a sliding device. A second contact surface of the slider abuts against first ends of springs of the spring group 2 (first ends of group 2) and second ends of the spring group 2 (second ends of group 2) abut against the output unit.
  • the slider can move by the acting spring pressure in a first rotational direction freely to a first position between 0 and 99 percent of the spring travel of the spring group 1 and is by a latching unit at a second position between 40 and 90 percent of the spring travel of the spring group 1 with the Drive or driven unit coupled.
  • the sliding device can move by the acting spring pressure in a direction opposite to the first direction of rotation second direction freely to a first position between 0 and 99 percent of the spring travel of the spring group 1 and can by a latching unit at a second position between 40 and 99 percent of the spring travel the spring group 1 are coupled to the drive or the output unit.
  • the output unit is an output plate or hub.
  • the third spring group is arranged between the drive unit and an intermediate flange (or optionally between the drive unit and the output unit) such that first ends of springs of the third spring group are coupled to the drive unit and torque to second ends of the springs of the third group at a position between 5 and 30 percent of the spring travel of the spring group 1 (usually via the intermediate flange) transmitted to the output unit.
  • the spring groups 1 and 2 act in a normal drive direction in series and allow, based on the absorbed torque, a large torsion angle (low “degree of coupling”.)
  • the spring group 3 is parallel to the spring groups 1 and 2 so that the torsion angle related to the absorbed torque is smaller than in the first phase and a greater torque is absorbed per degree of torsion angle (average "coupling degree").
  • the spring group 2 is removed from the series arrangement with the spring group 1, so that each degree of torsion angle more torque is required (high "degree of coupling") .
  • the damper can also act in the opposite direction, ie as a damper for The torque transmitted by the transmission to the engine when the torque absorbed by the transmission in the damper exceeds the torque absorbed by the engine
  • Spring assembly 2 may contain springs of approximately the same strength as the spring assembly 1 or contain stronger or weaker springs Weaker springs than the Spring group 1 may be advantageous so that the start-up coupling degree is lower in the normal operating direction (drive or forward direction).
  • At least one stop between the slider and the drive unit or the output unit removes springs 2 from the series arrangement with the spring assembly 1 and preventsso that the springs of spring group 2 reach their end point. Similarly prevents at least one stop that the springs of the spring group 2 reach their end point in the opposite direction.
  • the damper itself includes a cover plate which is radially aligned with and connected to the turbine, and e.g. It is driven by a turbine hub, concentric with the output hub but free of rotation.
  • An intermediate flange is provided which is also radially aligned with the output hub.
  • An output flange is provided which is connected to the output hub.
  • the springs include a group of drive springs, a group of second springs which may be weaker than the drive springs, and a group of parallel springs which usually have about the same spring characteristics and spring force as the drive springs but optionally another spring force and may have other spring properties.
  • All springs are arranged on a radius around the output hub and housed in the cover plate, so that at a start-up movement of the turbine and the associated cover plate, a first end of the drive springs on the cover plate and a second end of each of the drive springs on the intermediate flange and a first end each of the second springs abuts the intermediate flange and a second end of each of the second springs abuts the output flange so that the drive springs are compressed and transmit a force to the intermediate flange which is rotated to compress the second springs.
  • the second springs turn the output flange and the output hub in rotation.
  • the drive and second springs initially absorb energy from the turbine and allow it to have a greater angle of rotation than the output flange, thereby compensating for the time delay encountered in overcoming the starting inertia of the output hub and the mechanism associated therewith.
  • Parallel springs are housed in openings within the intermediate flange (or in such openings within the cover plate) that are longer than the parallel springs so that the parallel springs do not transmit torque from the cover plate to the intermediate flange due to the rotation upon turbine start-up Cover plate only after sufficient compression of the drive and the second springs far enough over the intermediate flange moves (far enough twisted), so that the parallel springs abut both the cover plate and the intermediate flange and thereby torque from the cover plate to the intermediate flange and then parallel transmitted to the output flange with the drive springs, which further increase the torque capacity transmitted to the output flange with increasing torque.
  • the intermediate flange and the output flange are equipped with stop surfaces, so that the intermediate flange and the output flange abut each other and so the Energy of rotational movement transmitted directly from the intermediate flange to the output flange before the arranged between the intermediate flange and the output flange second springs exceed their end point, so that the drive springs can transmit a parallel torque higher torque via the intermediate flange to the output flange than the second springs.
  • Fig. 1 is a cross-sectional view of a torque converter incorporating a preferred embodiment of a damper according to the present invention.
  • Fig. 2 is an exploded perspective view of the damper part of Fig. 1 in an exploded view.
  • FIG. 3 is a perspective cutaway view of the assembled damper of FIG. 2 as viewed from the driven side of the damper.
  • FIG. 3 is a perspective cutaway view of the assembled damper of FIG. 2 as viewed from the driven side of the damper.
  • Fig. 4 is a view from the driven side of the damper view of the damper of Fig. 3, with cut-out parts at the edge of the cover plate.
  • FIG. 5 shows torque as a function of torsional angle, showing the degree of coupling and the progression of the torque capacity of the damper of FIG. 1.
  • Fig. 6a is a view of the damper of Fig. 3 from the drive side of the damper at a torsional angle of zero degrees at which the drive side of the cover plate is removed.
  • Fig. 6b is a top view of parts of the damper of Fig. 6a at zero torsional angle.
  • Fig. 7a is a view of the damper of Fig. 6a from the drive side of the damper at a torsion angle of 2.4 degrees.
  • Fig. 7b is a plan view of parts of the damper at a torsion angle of 2.4 degrees.
  • Fig. 8a is a view of the damper of Fig. 6a from the drive side of the damper at a torsional angle of 13.82 degrees.
  • Fig. 8b is a plan view of parts of the damper at a torsion angle of 13.82 degrees.
  • Fig. 9a is a view of the damper of Fig. 6a from the drive side of the damper at a torsional angle of 15.5 degrees.
  • Fig. 9B is a plan view of parts of the damper at a torsion angle of 15.5 degrees.
  • Fig. 10 shows a graphical representation of the function of the spring groups within the damper according to the invention, in which the spring group 3 between a drive unit and an output unit in action.
  • Fig. 10a shows a graphical representation of the function of spring groups within the damper according to the invention, in which the spring group 3 between a drive unit and the sliding device in action.
  • Fig. 10b shows a graphical representation of the function of spring groups within the damper according to the invention, in which attacks for the protection of the spring group 2 between a drive unit and an output unit in action.
  • Torsional angle is the relative angle between the damper top plate and the output flange that starts at zero degrees in a “free” position.
  • Free position is the position in which all springs have the lowest compressive force.
  • “Damping capacity” is the ability to absorb torque and is typically measured in Newton meters (Nm), with the absorbed torque retained in the form of potential energy until it is released.
  • the "degree of coupling" of the rotation is equal to the magnitude of the torque absorbed per degree of torsion angle.
  • Hysteresis is the loss of energy that is mostly due to friction during twisting and returning to a free position.
  • “Installation volume” is the volume to be provided for the installation of the damper in the system.
  • Dramper drive means the energy absorbed by the damper either in one direction from the turbine / engine or in one direction from the transmission
  • the description assumes that the drive is always from the turbine to the transmission, but it is clear that the damper can also work in the opposite direction from the gearbox to the turbine.
  • damper output means the energy delivered by the damper either in a direction to the transmission or to the turbine / engine, with the transmission in one direction to a transmission normally being described for simplicity.
  • Percent compression means the linear travel of a coil spring as a percentage of zero or the length of the unloaded spring until reaching the end point of the spring travel where the spring is compressed so far that the individual turns of the spring contact each other.
  • the invention relates to a damper with a large torsion angle for a torque converter with high torque capacity, which is required at the beginning of a lesser degree of coupling, which increases more and more with further rotation.
  • the Construction includes three groups of springs that operate in different torsional phases in series and in parallel.
  • a turbine damper may be included that overrides the turbine mode for six- or eight-cylinder engines. The graded degree of coupling improves power transmission in the three- or four-cylinder mode of engines with disengageable cylinders.
  • the invention relates to a damper for a torque converter.
  • the torque converter itself has a pump that can be rotated by a motor and a turbine that can be hydraulically rotated by the pump.
  • the turbine in turn can be connected via a damper of the invention with a transmission input shaft.
  • the turbine can rotate around a shaft and is usually equipped with a central hub for this purpose.
  • the damper normally causes the transmission of torque from the turbine of the torque converter to an output hub, e.g. to drive a drive shaft of a transmission; however, the damper can also work in the reverse direction.
  • Figures 10, 10a and 10b show a damper of a preferred embodiment of the invention, which is a driven by the force P 1 drive unit 12 (or in the opposite direction by the force P 2 moving output unit 22), eg a turbine, with a Turbine connected plate (cover plate) or connected to the motor plate or shaft needed.
  • the drive unit 12 is connected to first ends 14a of drive springs 14 of a first spring group 1 (first ends of group 1).
  • Second ends 14b of springs 14 of the first spring group 1 (second ends of group 1) abut against the slider 18, eg a freely rotatable disc (intermediate flange), freely movable levers or freely movable cams.
  • the slider 18 abuts first ends 16a of second springs 16 of a spring assembly 2 (first group 2 ends).
  • the slider 18 is free to move to a first position between 0 and 90 percent of the spring travel of springs 14 of the spring assembly 1 under the action of a spring pressure Pi, and the slider 19 latches by latch means 13 at a second position between 40 and 90 percent Spring travel of springs 14 of the spring group 1 with an output unit 22 a.
  • the latching device 13 may, for example, contact surfaces of the output device and the sliding device, one or more latching pins between the output device and the sliding device or Well grooves and wedges exist, or from other devices known in the art.
  • Second ends 16b of springs 16 of the spring assembly 2 abut on the output unit 22, for example a driven pulley or hub.
  • the third spring group 3 can be arranged with springs 17 between the drive unit 12 and the output unit 22, that the first and second ends 17a and 17b of springs of the third spring group on surfaces 13a and 13c of the drive unit 12th or the output unit 22 abut.
  • the embodiment shown in Fig. 10 the third spring group 3 can be arranged with springs 17 between the drive unit 12 and the output unit 22, that the first and second ends 17a and 17b of springs of the third spring group on surfaces 13a and 13c of the drive unit 12th or the output unit 22 abut.
  • the springs 17 of the third spring group 3 may be disposed between the drive unit 12 and the slider 18 such that the first and second ends 17a and 17b of springs 17 of the third spring group are at a position between 5 and 30 Percent of the spring travel of the spring group one on surfaces 13a and 13b of the drive unit 12 and der Gleitvorides 18 abut.
  • Fig. 10b shows a pictorial representation of the function of spring groups within the damper of the invention, in which occur between a drive unit 12 and an output unit 22 for protection stops 13 of the spring assembly 2 in action.
  • the spring groups 1 and 2 act in series under the action of the driving force P1 and allow, with respect to a certain applied torque, a large rotation (low "degree of coupling").
  • a second phase occurs parallel to the spring groups 1 and 2, the spring group 3 is added, so that the rotation, based on a certain applied torque, is smaller and each degree of torsion greater torque is absorbed (average "degree of coupling").
  • a third phase according to FIGS.
  • the spring group is removed from the series arrangement with the spring group 1 (short-circuited) so that an even greater torque is absorbed for each degree of torsion angle (high degree of "coupling") and the springs 16 of the springs are prevented
  • the spring assemblies 1 and 2 are locked together
  • the damper can also operate in the reverse direction, ie as a damper for the torque transmitted from the transmission to the engine, if torque received by the damper from the transmission is greater than the torque absorbed by the damper by the engine
  • One of the spring sets 1 and 2 (normally the spring set 2) may optionally be weaker than the other spring set, so that the degree of coupling is initially lower in the normal operating direction from the engine to the transmission.
  • the torque converter itself a pump 24 which can be rotated by a motor via a cover 20 in turn attached by means of supports 34, directly or ⁇ indirectly to a motor ,
  • a turbine 26 is hydraulically rotated.
  • the turbine 26 in turn may be connected to a drive shaft 32 via a damper 11 according to the invention with a transmission.
  • the turbine can rotate about one turn 32 and for this purpose is usually equipped with a central hub 36 of the turbine.
  • the piston plate 21 connected to the damper 11 is hydraulically moved toward the cover 20, engages the clutch surface 28 with the cover 20, and causes the drive shaft 32 of the transmission to rotate at the same speed as the cover 20.
  • Activation of the hydraulics to displace the piston plate is controlled by a control unit which receives signals from various sensors, such as the relative speeds of the engine and input shaft of the transmission, and changes in torque received and delivered by the torque converter.
  • the damper 11 is normally for transmitting torque from the turbine 26 of the torque converter 10 to an output hub 30 for driving it e.g. to be connected to a drive shaft 32 of a transmission; However, the damper can also be effective in the opposite direction.
  • FIG. 2 to 9b clearly show that the damper 11 itself preferably includes a cover plate 12a / 12b disposed on, connected to and driven by a radius around the turbine 26, eg through the turbine hub 36, concentric is arranged to the output hub 30, but can rotate freely from this.
  • the cover plate 12a / 12b itself consists of cover plate halves 12a and 12b, which are arranged by screws or rivets 12d through connection holes 12c around the other components of the damper 11, wherein the connection holes 12c shown in FIG. 2 on the periphery of the cover plate halves 12a and 12b are arranged.
  • An intermediate flange 18 is provided which is also disposed on a radius about the output hub 30.
  • An output flange 22 is provided which is connected to the output hub 30.
  • the springs include a group 1 of drive springs 14, a group 2 of second springs 16 that are selectively, but not necessarily, weaker than the drive springs 14, and a group 3 of parallel springs 17.
  • All the springs 14, 16 and 17 are disposed on a radius around the output hub 30 and housed in the cover plate 12a / 12b, so that upon a start-up movement of the turbine 26 and the cover plate 12a / 12b attached thereto, a first end 14a of each of the drive springs 14 abuts the cover plate 12a / 12b abuts and abuts a second end 14b of each of the drive springs 14 on the intermediate flange 18 and a first end 16a of each of the second springs 16 on the intermediate flange 18 and a second end 16b of each of the second springs 16 on the output flange 22 (see also Figs FIGS. 10, 10a and 10b).
  • the drive springs 14 are compressed, transmit a force to the intermediate flange 18, rotate it and thus compress the second springs 16 together.
  • the second springs 16 in turn enable the output flange 22 and the driven hub 30 connected thereto to rotate.
  • the drive springs 14 and the second springs 16 absorb energy from the turbine 26 and cause it to rotate through a larger angle ⁇ than the output flange 22, and thus equalize the time delay in overcoming the starting inertia of the output flange 22, the output hub 30 and the mechanism associated with it.
  • the intermediate flange 18 and the output flange 22 are provided with abutment surfaces 13a and 13b, so that the output flange 22 and the intermediate flange 18 abut each other in the forward direction 19 and transmit rotational energy directly from the intermediate flange 18 to the output flange 22, the springs 16 from the series arrangement with the spring assembly 14 are removed and moving the springs 14 in parallel to the springs 17 a larger torque is required, so that a larger torque can be transmitted to the output flange 22 as by parallel to the springs 17 series arrangement of the second springs 16 and the drive springs 14.
  • the parallel springs 17 are housed in openings 17c within the cover plate 12a / 12b and can slide initially within the opening 17d in the intermediate flange, since the opening 17d is longer than the second springs 17, so that the parallel springs 17 at start-up of the turbine 26 of the cover plate 12a / 12b transmitted to the intermediate flange 18 and thus indirectly to the output flange no torque, wherein the cover plate 12a / 12b only after sufficient compression of the drive springs 14 and the second springs 16 far enough against the intermediate flange 18 moves (far enough twisted) so that the parallel springs 17 in the opening 17d slide far enough so that the springs 17 bear against both the top plate 12a / 12b and the intermediate flange 18, so that the parallel springs are parallel to the drive springs 14 (and initially parallel to the second springs 16) )
  • the damper for the torque converter and the method according to the invention have clear advantages, which are illustrated in FIG. 5 in the form of a curve of the torque as a function of the "torsional angle" for a damper according to the invention for a torque converter. It can be seen from the curve that the start-up coupling degree of the damper is very low (soft), so that only a low torque of about 65 Nm or 26 Nm per degree of torsion angle is eliminated on the first 2.5 degree torsion angle. Such a curve causes a significant damping of transmitted through the damper torque shocks when it is too Torque fluctuations between drive and output comes.
  • the first and second spring groups are arranged in series, and the series arrangement and a possibly selected lower strength of the second spring group prevent a high degree of coupling, ie, the first spring group can be compressed relatively far by the action of a certain torque.
  • the torque capacity is greater, ie a torque of up to 400 Nm achieved at a torsion angle of about 12 degrees, but the torsion due to the weaker series arrangement of spring set 1 / spring group 2 and optionally a weaker spring group 2 results in a low degree of coupling of about 32 Nm per degree torsion angle.
  • the spring group 2 is short-circuited, so that only the spring groups 1 and 3 are arranged in series.
  • the degree of coupling can be greatly increased and further prevented that the springs of the spring group 2 reach their end point.
  • the "idle side” of the curve it should be noted that it works in the same way as the "drive side", with only the rotation in the opposite direction taking place.
  • the energy stored by the drive side in the damper is first output to the output side, and then the driven by the transmission output flange 22, the springs 16 in the spring group 2 partially together, which in turn cause the intermediate flange 18, the springs 14 in the To press spring assembly 1 against the cover plate, which is connected via the piston plate 21 either to the turbine or the engine.
  • the springs 17 of the spring group 3 engage, and after sufficiently strong torsion, the spring group 2 is shorted either by the coupling between the intermediate flange 18 and the cover plate 12a / 12b or by the coupling between the intermediate flange 18 and the output flange 22.
  • the spring sets 1 and 2 have the same spring strength or the intermediate flange engages in the forward flange in the output flange to prevent reaching the end point of the spring assembly 2, and the intermediate flange 18 is locked in the opposite direction with the cover plate 12a / 12b to the achievement of the To prevent end point of the spring group 2, there is an idle curve whose slope is equal to the increase of the drive curve.
  • Figures 6A to 9B show the damper according to the invention in different torsional phases, wherein the cover plate, the intermediate flange and the output flange different degrees shifted against each other and the springs are compressed to different degrees.
  • Fig. 6A shows a preferred embodiment of the complete damper according to the invention, in which the parts of the damper are in a neutral position, i. no rotation takes place in the forward or reverse direction.
  • Fig. 6B shows the disassembled parts of the damper of Fig. 6A and their alignment with each other.
  • the drive springs 14 and the second springs 16 respectively occupy 26 degrees of the total angle of the damper of 360 degrees and the parallel springs 19 each 19 degrees of the total angle of the damper.
  • Fig. 7A shows a preferred embodiment of the complete damper according to the invention, wherein the parts of the damper in the forward direction (arrow 19) are twisted by about 2.4 degrees.
  • Fig. 7B shows the disassembled parts of the damper of Fig. 7A and their orientation to each other and how far the springs are compressed.
  • the cover plate is about 2.4 degrees, the intermediate flange by about 1, 2 degrees and the output flange not moved, which shows the alignment of the parts to each other.
  • the movement of the cover plate and the insectsches against each other is determined by the torque fluctuations between the torque absorbed by the engine and the output to the transmission torque and by the ratio of the spring strengths between the spring assembly 1 and the spring assembly 2.
  • Fig. 8A shows a preferred embodiment of the complete damper according to the invention, in which the parts of the damper are rotated by 13.82 degrees in the forward direction.
  • Fig. 8B shows the disassembled parts of the damper of Fig. 8A and their alignment with each other and how far the springs are compressed.
  • the cover plate is about 13.82 degrees, the intermediate flange by about 9 degrees and the output flange not moved, which shows the alignment of the parts to each other.
  • the movement of the cover plate and the insectsches against each other is determined by the torque fluctuations between the torque absorbed by the engine and the output to the transmission torque and by the ratio of the spring strengths between the spring sets 1, 2 and 3.
  • FIG. 9A shows a preferred embodiment of the complete damper according to the invention, in which the parts of the damper are rotated 15.5 degrees in the forward direction.
  • Fig. 9B shows the disassembled parts of the damper of Fig. 9A and their alignment with each other and how far the springs are compressed.
  • the cover plate is about 15.5 degrees, the intermediate flange about 9 degrees and the output flange not moved, which shows the alignment of the parts to each other.
  • the movement of the cover plate and the insectsches against each other is determined by the torque fluctuations between the torque absorbed by the engine and the output to the transmission torque and by the ratio of the spring strengths between the spring sets 1 and 3.
  • the invention also includes a method of damping the torque delivered by the turbine of a torque converter to a transmission as described above with respect to the device.
  • the method includes the following steps:

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Abstract

Ein Verfahren und eine Vorrichtung zum Dämpfen der von der Turbine eines Drehmomentwandlers an ein Getriebe abgegebenen Drehmoments . Der Dämpfer beinhaltet Folgendes: a) eine mit einem Motor verbundene Antriebseinheit; b) einen ersten Federsatz mit Antriebsfedern; c) einen zweiten Federsatz mit zweiten Federn,- d) einen dritten Federsatz mit parallelen Federn; e) eine Gleitvorrichtung; und f) eine Abtriebseinheit. Federn der ersten Federgruppe können durch ein auf die Antriebseinheit einwirkendes Drehmoment in einer Vorwärtsrichtung zur Abtriebseinheit hin und durch ein von der Abtriebseinheit ausgeübtes Drehmoment in einer umgekehrten Richtung zur Antriebseinheit hin zusammengedrückt werden. Die erste und die zweite Federgruppe sind während eines ersten Zusammendrückens in Vorwärtsrichtung der ersten Federgruppe in Reihe zwischen der Antriebseinheit und der Abtriebseinheit angeordnet, und die Reihenanordnung ist während eines zweiten Zusammendrückens der ersten Federgruppe parallel zu der dritten Federgruppe zwischen der Antriebseinheit und der Abtriebseinheit angeordnet. Die erste Federgruppe ist während eines dritten Zusammendrückens der dritten Federgruppe parallel zu der dritten Federgruppe ohne die zweite Federgruppe zwischen der Antriebseinheit und der Abtriebseinheit angeordnet. Die Gleitvorrichtung befindet sich während des ersten Zusammendrückens der ersten Federgruppe in Vorwärtsrichtung zwischen der Antriebseinheit und der Abtriebseinheit und zwischen den Federn der ersten und der zweiten Federgruppe .

Description

MEHRSTUFIGER REIHEN-/PARALLEL-DÄMPFER FÜR EINEN DREHMOMENTWANDLER
Die vorliegende Erfindung betrifft Dämpfer für Drehmomentwandler und insbesondere für solche Drehmomentwandler, bei denen in den Drehmomentübertragungspfad zwischen der Turbine des Drehmomentwandlers und einer zu einem Getriebe führenden Abtriebswelle Schraubenfedern eingefügt sind, um plötzliche Energie- oder Drehmomentänderungen zwischen der Turbine und der Abtriebswelle zu dämpfen.
Die Verwendung von Motoren mit „variablem Hubraum", die im Vier- oder Achtzylindermodus arbeiten, hat die Verringerung der Übertragung von Motorschwingungen weiter erschwert, sodass aufgrund des höheren Drehmoments des Motors ein Bedarf an einem Dämpfer mit besserer Steuerungs- und Dämpfungsfähigkeit (Drehmomentabsorptionskapazität zur Speicherung als potenzielle Energie, die wieder abgegeben werden kann, um die Drehmomentübertragung zu glätten) besteht. Desgleichen ist ein geringerer Kopplungsgrad, d.h. Drehmomentkapazität je Grad Torsionswinkel, wünschenswert, um den Geräuschpegel (Noise Vibration Harshness, NVH), d.h. die von einem Fahrzeugführer oder Insassen in einem Fahrzeugs wahrgenommenen Geräusche und Schwingungen zu verringern. Heutige Turbinendämpfer erfüllen nicht die Anforderungen an die Drehmomentkapazität oder den NVH bei der Übertragung des Drehmoments im Vier- oder Achtzylindermodus neuerer Motoren mit variablem Hubraum an ein Getriebe und umgekehrt.
Es gibt bereits handelsübliche einstufige und sogar zweistufige Turbinendämpfer zur Verringerung der Übertragung der Drehmomentschwingungen vom Antrieb eines Motors an einen Drehmomentwandler, jedoch gibt es bezüglich der erforderlichen Kapazität und des Kopplungsgrades noch ernsthafte Probleme. Ferner können solche bekannten Turbinendämpfer ein großes Einbauvolumen, d.h. das vom Dämpfer in der Kraftübertragung eingenommene Volumen, in Anspruch nehmen und eine große Hysterese aufweisen, d.h., es kommt während des Dämpfungsprozesses in erster Linie durch Reibung zu Energieverlusten.
Es ist bekannt, dass eine Reihe von kompletten Dämpfern die Aufgabe der hohen Kapazität und des geringeren Kopplungsgrades lösen kann, jedoch ist dies von schwerwiegenden Nachteilen begleitet, insbesondere in Bezug auf die Komplexität des Zusammenwirkens, den Aufwand, das Einbauvolumen, die Hysterese und die Ausgewogenheit.
Ein Beispiel eines bekannten Turbinendämpfers ist in der US-Patentanmeldung 2004/0185940 zu finden. Die Funktion dieses Dämpfers besteht darin, dass zuerst in Reihe angeordnete Gruppen von Federn 58A und 58B mit einer niedrigen Federkraft, anschließend parallel zu den Federgruppen 58A und 58B angeordnete Federn 59 mit einer mittleren Federkraft und dann parallel zu den Federn 58A, 58B und 59 angeordnete Federn 60 mit der höchsten Federkraft komprimiert werden, bevor die Kupplung einrastet. Dieser Dämpfer weist einen wesentlichen Nachteil auf, der von den Erfindern offensichtlich nicht erkannt wurde und darin besteht, dass die in Reihe angeordneten Federn 58A und 58B schwächer als die Federn 59 und 60 sind. Bevor die Federn 59 und 60 parallel in Aktion treten können, haben die Federn 58A und 58B den Endpunkt ihres Federweges bereits ganz oder fast erreicht, es sei denn, die schwachen Federn lassen zu Anfang nur einen geringen Torsionswinkel zu. Wenn der Endpunkt erreicht wird, treten Kräfte auf, welche die Federn nach außen biegen und zur Beschädigung der Federn führen. Angesichts dessen dürfte klar sein, dass alle Federn konzentrisch zueinander ausgeordnet sein müssen.
Eine ähnliche Vorrichtung ist in der US-Patentanmeldung 2004/216979 zu sehen, mit dem Unterschied, dass die ersten Gruppen von Federn 11 die Form von Doppelfedergruppen haben, in denen eine Innenfeder so innerhalb einer Außenfeder angeordnet ist, dass zu Anfang nur die Außenfeder in Aktion tritt und die Innenfeder erst dann parallel zur Außenfeder in Aktion tritt, wenn die Außenfeder weit genug zusammengedrückt ist. Eine solche Anordnung weist klare Nachteile insofern auf, als die Innenfeder einen kleineren Durchmesser als die Außenfeder haben muss und somit für gewöhnlich deutlich schwächer ist. Eine solche unpassende Schwäche kann zum Teil dadurch ausgeglichen werden, dass für die Innenfeder stärkerer Draht als für die Außenfeder verwendet wird. Dabei wird natürlich die nutzbare Federkraft der Außenfeder durch Parameter begrenzt, die in keiner Beziehung zu Volumen und Länge stehen. Ferner kann die schwächere Feder nie aus der Kraftübertragung entfernt werden. Wenn die Eigenschaften der Innen- und Außenfedern angepasst werden sollen, z.B., damit der Drehmomentwandler in beiden Drehrichtungen dieselben Eigenschaften aufweist, ist eine solche Anpassung außerdem schwierig und kann aufgrund der stark voneinander unterschiedlichen Durchmesser der Federn praktisch nicht vollständig bewerkstelligt werden. Ein weiterer Nachteil besteht darin, das ein Bestand an verschiedenen Federtypen bereitgehalten und ordnungsgemäß eingesetzt werden muss.
Wenn das Drehmoment groß genug ist, tritt parallel zu den Gruppen 11 eine zweite Gruppe von Federn 15 in Aktion.
In der US-Patentschrift 4 138 003 wird ein Dämpfer mit mehreren Reihen von Federn beschrieben, wobei auch hier die meisten Federn ineinandergeschachtelt sind, was mit allen oben beschriebenen Nachteilen verbunden ist.
KURZBESCHREIBUNG DER ERFINDUNG
Gemäß der Erfindung wird deshalb ein zuverlässiger Dämpfer mit hoher Kapazität bereitgestellt, der einen großen Torsionswinkel aufweist, bei dem zu Anfang ein geringer Kopplungsgrad (niedrigeres Drehmoment je Torsionswinkel) erforderlich ist und der Kopplungsgrad mit zunehmendem Torsionswinkel immer stärker zunimmt.
Insbesondere stellt die Erfindung einen Dämpfer für einen Drehmomentwandler bereit. Der Drehmomentwandler selbst weist eine Pumpe auf, die in Drehrichtung durch einen Motor angetrieben werden kann, und eine hydraulische Turbine, die in Drehrichtung durch die Pumpe angetrieben werden kann. Die Turbine wiederum kann über einen Dämpfer gemäß der Erfindung mit einer Antriebswelle eines Getriebes verbunden sein. Die Turbine kann um eine Welle rotieren und ist zu diesem Zweck für gewöhnlich mit einer Mittelnabe versehen.
Der Dämpfer überträgt ein Drehmoment von der Turbine des Drehmomentwandlers an eine Abtriebsnabe, die z.B. mit einer Antriebswelle eines Getriebes verbunden ist.
Wenn das von der Turbine kommende Drehmoment größer als das Drehmoment ist, das sofort gleichmäßig in Form von Rotationsenergie an das Getriebe übertragen werden kann, z.B. aufgrund der Trägheit des Getriebes und des angeschlossenen Mechanismus, z.B. des Radantriebs und der Trägheit des angetriebenen Fahrzeugs, kann der Dämpfer einen großen Teil des überschüssigen Drehmoments absorbieren und in Form von potenzieller Energie speichern, um diese später wieder abzugeben, wenn sie gleichmäßig in Form von Rotationsenergie an das Getriebe abgegeben werden kann. Es ist klar, dass der Dämpfer auch in umgekehrter Richtung wirken, d.h. die Energie des überschüssigen Drehmoments vom Getriebe speichern kann, wenn die vom Motor abgegebene Energie geringer ist als die aufgrund der Massenträgheit des Fahrzeugs und der Kraftübertragung aufgenommene Energie, und das überschüssige Drehmoment absorbieren und umgekehrt wieder an den Motor abgeben kann.
Der Dämpfer gemäß der Erfindung erfordert eine Antriebseinheit zum Aufnehmen der Energie eines Drehmoments von einer Antriebsvorrichtung wie beispielsweise einem Motor und eine Abtriebseinheit zum Weiterleiten der Energie des Drehmoments an eine Abtriebsvorrichtung wie beispielsweise ein Getriebe. Die Antriebseinheit ist mit den ersten Enden der Federn einer Federgruppe 1 (erste Enden der Gruppe 1) verbunden. Zweite Enden der Federn einer Federgruppe 1 (zweite Enden der Gruppe 1) liegen an ersten Kontaktflächen einer Gleitvorrichtung an. Eine zweite Kontaktfläche der Gleitvorrichtung liegt an ersten Enden von Federn der Federgruppe 2 (erste Enden der Gruppe 2) an und zweite Enden der Federgruppe 2 (zweite Enden der Gruppe 2) liegen an der Abtriebseinheit an.
Die Gleitvorrichtung kann sich durch den einwirkenden Federdruck in einer ersten Drehrichtung frei bis zu einer ersten Position zwischen 0 und 99 Prozent des Federweges der Federgruppe 1 bewegen und wird durch eine Rasteinheit an einer zweiten Position zwischen 40 und 90 Prozent des Federweges der Federgruppe 1 mit der Antriebs- oder der Abtriebseinheit gekoppelt. Die Gleitvorrichtung kann sich durch den einwirkenden Federdruck auch in einer der ersten Drehrichtung entgegengesetzten zweiten Drehrichtung frei bis zu einer ersten Position zwischen 0 und 99 Prozent des Federweges der Federgruppe 1 bewegen und kann durch eine Rasteinheit an einer zweiten Position zwischen 40 und 99 Prozent des Federweges der Federgruppe 1 mit der Antriebs- oder der Abtriebseinheit gekoppelt werden. Die Abtriebseinheit ist eine Abtriebsplatte oder - nabe. Die dritte Federgruppe ist so zwischen der Antriebseinheit und einem Zwischenflansch (oder wahlweise zwischen der Antriebseinheit und der Abtriebseinheit) angeordnet, dass erste Enden von Federn der dritten Federgruppe mit der Antriebseinheit gekuppelt werden und ein Drehmoment an zweiten Enden der Federn der dritten Gruppe an einer Position zwischen 5 und 30 Prozent des Federweges der Federgruppe 1 (für gewöhnlich über den Zwischenflansch) an die Abtriebseinheit übertragen.
In einer ersten Arbeitsphase wirken die Federgruppen 1 und 2 in einer normalen Antriebsrichtung in Reihe und gestatten, bezogen auf das aufgenommene Drehmoment, einen großen Torsionswinkel (geringer „Kopplungsgrad"). In einer zweiten Phase wird die Federgruppe 3 parallel zu den Federgruppen 1 und 2 einbezogen, sodass der auf das aufgenommene Drehmoment bezogene Torsionswinkel kleiner als in der ersten Phase ist und je Grad Torsionswinkel ein größeres Drehmoment absorbiert wird (mittlerer „Kopplungsgrad"). In einer dritten Phase wird die Federgruppe 2 aus der Reihenanordnung mit der Federgruppe 1 entfernt, sodass je Grad Torsionswinkel noch mehr Drehmoment erforderlich wird (hoher „Kopplungsgrad"). Wie oben bereits erwähnt kann der Dämpfer auch in umgekehrter Richtung wirken, d.h. als Dämpfer für das vom Getriebe an den Motor übertragene Drehmoment, wenn das im Dämpfer vom Getriebe aufgenommene Drehmoment das vom Motor aufgenommene Drehmoment überschreitet. Die Federgruppe 2 kann Federn etwa derselben Stärke enthalten wie die Federgruppe 1 oder aber stärkere oder schwächere Federn enthalten. Schwächere Federn als bei der Federgruppe 1 können von Vorteil sein, sodass der Anlaufkopplungsgrad in der normalen Betriebsrichtung (Antriebs- oder Vorwärtsrichtung) geringer ist. In der Vorwärtsrichtung entfernt mindestens ein Anschlag zwischen der Gleitvorrichtung und der Antriebseinheit oder der Abtriebseinheit Federn 2 aus der Reihenanordnung mit der Federgruppe 1 und verhindert so, dass die Federn der Federgruppe 2 ihren Endpunkt erreichen. Desgleichen verhindert mindestens ein Anschlag, dass die Federn der Federgruppe 2 ihren Endpunkt in der Gegenrichtung erreichen.
Bei einer bevorzugten Ausführungsart beinhaltet der Dämpfer selbst eine Deckplatte, die radial zu der Turbine ausgerichtet und mit dieser verbunden ist und z.B. über eine Turbinennabe von ihr angetrieben wird, die zur Ausgangsnabe konzentrisch, sich aber frei von dieser drehen kann. Ein Zwischenflansch wird bereitgestellt, der ebenfalls radial zur Abtriebsnabe ausgerichtet ist. Ein Abtriebsflansch wird bereitgestellt, der mit der Abtriebsnabe verbunden ist.
Mehrere Federgruppen werden bereitgestellt, welche die erforderliche Elastizität liefern, damit sich der Dämpfer verdrehen und dabei Torsionsenergie oder Drehmoment speichern kann. Die Federn beinhalten eine Gruppe von Antriebsfedern, eine Gruppe zweiter Federn, die unter Umständen schwächer als die Antriebsfedern sein können, und eine Gruppe paralleler Federn, die für gewöhnlich etwa dieselben Federeigenschaften und etwa dieselbe Federkraft wie die Antriebsfedern aufweisen, aber wahlweise eine andere Federkraft und andere Federeigenschaften aufweisen können.
Alle Federn sind auf einem Radius um die Abtriebsnabe herum angeordnet und in der Deckplatte untergebracht, sodass bei einer Anlaufbewegung der Turbine und der mit ihr verbundenen Deckplatte ein erstes Ende der Antriebsfedern an der Deckplatte und ein zweites Ende jeder der Antriebsfedern am Zwischenflansch sowie ein erstes Ende jeder der zweiten Federn am Zwischenflansch und ein zweites Ende jeder der zweiten Federn am Abtriebsflansch anliegt, sodass die Antriebsfedern zusammengedrückt werden und eine Kraft auf den Zwischenflansch übertragen, der in Drehung versetzt wird und so die zweiten Federn zusammendrückt. Die zweiten Federn wiederum versetzen den Abtriebsflansch und die Abtriebsnabe in Drehung. Die Antriebs- und die zweiten Federn absorbieren zu Anfang von der Turbine kommende Energie und gestatten ihr einen größeren Drehwinkel als dem Abtriebsflansch, sodass die beim Überwinden der Anlaufträgheit der Abtriebsnabe und dem mit dieser verbundenen Mechanismus auftretende Zeitverzögerung ausgeglichen wird.
Parallele Federn sind in Öffnungen innerhalb des Zwischenflansches (oder in solchen Öffnungen innerhalb der Deckplatte) untergebracht, die länger als die parallelen Federn sind, sodass die parallelen Federn durch die Drehung beim Anlaufen der Turbine kein Drehmoment von der Deckplatte an den Zwischenflansch übertragen und sich die Deckplatte erst nach ausreichendem Zusammendrücken der Antriebs- und der zweiten Federn weit genug gegenüber dem Zwischenflansch bewegt (weit genug verdreht), sodass die parallelen Federn sowohl an der Deckplatte als auch am Zwischenflansch anliegen und dadurch ein Drehmoment von der Deckplatte an den Zwischenflansch und anschließend parallel mit den Antriebsfedern an den Abtriebsflansch übertragen, die die mit zunehmendem Drehmoment an den Abtriebsflansch übertragene Drehmomentkapazität weiter vergrößern.
Der Zwischenflansch und der Abtriebsflansch sind mit Anschlagflächen ausgestattet, sodass der Zwischenflansch und der Abtriebsflansch aneinander anliegen und so die Energie der Drehbewegung direkt vom Zwischenflansch an den Abtriebsflansch übertragen, bevor die zwischen dem Zwischenflansch und dem Abtriebsflansch angeordneten zweiten Federn ihren Endpunkt überschreiten, sodass die Antriebsfedern parallel ein höheres Drehmoment über den Zwischenflansch an den Abtriebsflansch übertragen können als die zweiten Federn.
KURZBESCHREIBUNG MEHRERER ZEICHNUNGSANSICHTEN
Fig. 1 ist eine Querschnittsansicht eines Drehmomentwandlers, der eine bevorzugte Ausführungsart eines Dämpfers gemäß der vorliegenden Erfindung beinhaltet.
Fig. 2 ist eine perspektivische Explosionsdarstellung des Dämpferteils von Fig. 1 in Explosionsdarstellung.
Fig. 3 ist eine von der Abtriebsseite des Dämpfers betrachtete perspektivische Ausschnittdarstellung des zusammengebauten Dämpfers von Fig. 2.
Fig. 4 ist eine von der Abtriebsseite des Dämpfers betrachtete Ansicht des Dämpfers von Fig. 3, mit ausgeschnittenen Teilen am Rand der Deckplatte.
Fig. 5 zeigt das Drehmoment als Funktion des Torsionswinkels, wobei der Kopplungsgrad und der Verlauf der Drehmomentkapazität des Dämpfers von Fig. 1 gezeigt wird.
Fig. 6a ist eine Ansicht des Dämpfers von Fig. 3 von der Antriebsseite des Dämpfers bei einem Torsionswinkel von null Grad, bei der die Antriebsseite der Deckplatte abgenommen ist.
Fig. 6b ist eine Draufsicht auf Einzelteile des Dämpfers von Fig. 6a bei einem Torsionswinkel von null Grad.
Fig. 7a ist eine Ansicht des Dämpfers von Fig. 6a von der Antriebsseite des Dämpfers bei einem Torsionswinkel von 2,4 Grad. Fig. 7b ist eine Draufsicht auf Einzelteile des Dämpfers bei einem Torsionswinkel von 2,4 Grad.
Fig. 8a ist eine Ansicht des Dämpfers von Fig. 6a von der Antriebsseite des Dämpfers bei einem Torsionswinkel von 13,82 Grad.
Fig. 8b ist eine Draufsicht auf Einzelteile des Dämpfers bei einem Torsionswinkel von 13,82 Grad.
Fig. 9a ist eine Ansicht des Dämpfers von Fig. 6a von der Antriebsseite des Dämpfers bei einem Torsionswinkel von 15,5 Grad.
Fig. 9B ist eine Draufsicht auf Einzelteile des Dämpfers bei einem Torsionswinkel von 15,5 Grad.
Fig. 10 zeigt eine grafische Darstellung der Funktion der Federgruppen innerhalb des Dämpfers gemäß der Erfindung, bei der die Federgruppe 3 zwischen einer Antriebseinheit und einer Abtriebseinheit in Aktion tritt.
Fig. 10a zeigt eine grafische Darstellung der Funktion von Federgruppen innerhalb des Dämpfers gemäß der Erfindung, bei der die Federgruppe 3 zwischen einer Antriebseinheit und der Gleitvorrichtung in Aktion tritt.
Fig. 10b zeigt eine grafische Darstellung der Funktion von Federgruppen innerhalb des Dämpfers gemäß der Erfindung, bei der Anschläge zum Schutz der Federgruppe 2 zwischen einer Antriebseinheit und einer Abtriebseinheit in Aktion treten.
DETAILLIERTE BESCHREIBUNG DER ERFINDUNG
Bei der Erörterung der vorliegenden Erfindung werden die folgenden Definitionen verwendet:
„Torsionswinkel" ist der relative Winkel zwischen der Deckplatte des Dämpfers und dem Abtriebsflansch, der bei einer „freien" Position mit dem Winkel null Grad beginnt. „Freie Position" ist die Position, bei der auf alle Federn die geringste Druckkraft einwirkt.
„Dämpferkapazität" ist die Fähigkeit, Drehmoment zu absorbieren, und wird üblicherweise in Newtonmeter (Nm) gemessen, wobei das absorbierte Drehmoment in Form von potenzieller Energie gespeichert bleibt, bis es wieder abgegeben wird.
„Kopplungsgrad" der Verdrehung ist gleich der Größe des je Grad Torsionswinkel absorbierten Drehmoments.
„Hysterese" ist der Energieverlust, der meist auf Reibung während des Verdrehens und der Rückkehr zu einer freien Position zurückzuführen ist.
„Einbauvolumen" ist das für den Einbau des Dämpfers in das System vorzusehende Volumen.
„Dämpferantrieb" bedeutet die vom Dämpfer aufgenommene Energie entweder in einer Richtung von der Turbine/vom Motor oder in einer Richtung vom Getriebe. Zur Vereinfachung wird bei der Beschreibung davon ausgegangen, dass der Antrieb stets von der Turbine zum Getriebe verläuft, jedoch ist klar, dass der Dämpfer auch in umgekehrter Richtung vom Getriebe zur Turbine arbeiten kann.
Desgleichen bedeutet „Dämpferabtrieb" die vom Dämpfer abgegebene Energie entweder in einer Richtung zum Getriebe oder zur Turbine/zum Motor, wobei zur Vereinfachung normalerweise die Übertragung in einer Richtung zu einem Getriebe beschrieben wird.
„Prozentuale Komprimierung" bedeutet den linearen Federweg einer Schraubenfeder in Prozent von null bzw. der Länge der unbelasteten Feder bis zum Erreichen des Endpunktes des Federweges, wo die Feder so weit zusammengedrückt ist, dass sich die einzelnen Windungen der Feder gegenseitig berühren.
Die Erfindung betrifft einen Dämpfer mit einem großen Torsionswinkel für einen Drehmomentwandler mit hoher Drehmomentkapazität, bei dem zu Anfang ein geringerer Kopplungsgrad gefordert ist, der mit weiterer Verdrehung immer stärker zunimmt. Die Konstruktion beinhaltet drei Federgruppen, die in verschiedenen Torsionsphasen in Reihe und parallel in Aktion treten. Es kann ein Turbinendämpfer einbezogen werden, der den Turbinenmodus für Sechs- oder Achtzylindermotoren außer Kraft setzt. Durch den abgestuften Kopplungsgrad wird die Kraftübertragung im Drei- oder Vierzylindermodus von Motoren mit abschaltbaren Zylindern verbessert.
Besonders betrifft die Erfindung einen Dämpfer für einen Drehmomentwandler. Der Drehmomentwandler selbst weist eine Pumpe auf, die durch einen Motor in Drehung versetzt werden kann, und eine Turbine, die hydraulisch durch die Pumpe .in Drehung versetzt werden kann. Die Turbine wiederum kann über einen Dämpfer der Erfindung mit einer Getriebeeingangswelle verbunden sein. Die Turbine kann um eine Welle rotieren und ist zu diesem Zweck für gewöhnlich mit einer Mittelnabe ausgestattet.
Der Dämpfer bewirkt normalerweise die Übertragung eines Drehmoments von der Turbine des Drehmomentwandlers an eine Abtriebsnabe, z.B. um eine Antriebswelle eines Getriebes anzutreiben; jedoch kann der Dämpfer auch in umgekehrter Richtung arbeiten.
Die Figuren 10, 10a und 10b zeigen einen Dämpfer einer bevorzugten Ausführungsart der Erfindung, der eine durch die Kraft P1 bewegte Antriebseinheit 12 (oder eine in der entgegengesetzten Richtung durch die Kraft P2 bewegte Abtriebseinheit 22), z.B. eine Turbine, eine mit einer Turbine verbundene Platte (Deckplatte) oder eine mit dem Motor verbundene Platte oder Welle benötigt. Die Antriebseinheit 12 ist mit ersten Enden 14a von Antriebsfedern 14 einer ersten Federgruppe 1 (erste Enden der Gruppe 1) verbunden. Zweite Enden 14b von Federn 14 der ersten Federgruppe 1 (zweite Enden der Gruppe 1) liegen an der Gleitvorrichtung 18 an, z.B. einer frei drehbaren Scheibe (Zwischenflansch), frei beweglichen Hebeln oder frei beweglichen Nocken. Die Gleitvorrichtung 18 liegt an ersten Enden 16a von zweiten Federn 16 einer Federgruppe 2 (erste Enden der Gruppe 2) an. Die Gleitvorrichtung 18 kann sich unter Einwirkung eines Federdrucks Pi frei bis zu einer ersten Position zwischen 0 und 90 Prozent des Federweges von Federn 14 der Federgruppe 1 bewegen, und die Gleitvorrichtung 19 rastet durch eine Rasteinrichtung 13 an einer zweiten Position zwischen 40 und 90 Prozent des Federweges von Federn 14 der Federgruppe 1 mit einer Abtriebseinheit 22 ein. Die Rasteinrichtung 13 kann zum Beispiel aus Kontaktflächen der Abtriebsvorrichtung und der Gleitvorrichtung, einem oder mehreren Raststiften zwischen der Abtriebsvorrichtung und der Gleitvorrichtung oder Wellennuten und -keilen bestehen, oder aus anderen dem Fachmann bekannten Einrichtungen. Zweite Enden 16b von Federn 16 der Federgruppe 2 liegen an der Abtriebseinheit 22, zum Beispiel einer Abtriebsscheibe oder -nabe, an. Bei der in Fig. 10 gezeigten Ausführungsart kann die dritte Federgruppe 3 mit Federn 17 so zwischen der Antriebseinheit 12 und der Abtriebseinheit 22 angeordnet sein, dass die ersten und zweiten Enden 17a und 17b von Federn der dritten Federgruppe an Flächen 13a und 13c der Antriebseinheit 12 bzw. der Abtriebseinheit 22 anliegen. Bei der in Fig. 10a gezeigten Ausführungsart können die Federn 17 der dritten Federgruppe 3 so zwischen der Antriebseinheit 12 und der Gleitvorrichtung 18 angeordnet sein, dass die ersten und zweiten Enden 17a und 17b von Federn 17 der dritten Federgruppe an einer Position zwischen 5 und 30 Prozent des Federweges der Federgruppe eins an Flächen 13a und 13b der Antriebseinheit 12 bzw. der Gleitvorrichtung 18 anliegen. Fig. 10b zeigt eine bildliche Darstellung der Funktion von Federgruppen innerhalb des Dämpfers der Erfindung, bei der zwischen einer Antriebseinheit 12 und einer Abtriebseinheit 22 zum Schutz Anschläge 13 der Federgruppe 2 in Aktion treten.
In einer ersten Betriebsphase der in den Figuren 10, 10a und 10b gezeigten Ausführungsarten treten die Federgruppen 1 und 2 unter Einwirkung der Antriebskraft P1 in Reihe in Aktion und gestatten, bezogen auf ein bestimmtes einwirkendes Drehmoment, eine große Verdrehung (niedriger „Kopplungsgrad"). In einer zweiten Phase tritt parallel zu den Federgruppen 1 und 2 die Federgruppe 3 hinzu, sodass die Verdrehung, bezogen auf ein bestimmtes einwirkendes Drehmoment, geringer wird und je Grad Torsionswinkel ein größeres Drehmoment absorbiert wird (mittlerer „Kopplungsgrad"). In einer dritten Phase gemäß den Figuren 10 und 10a wird die Federgruppe aus der Reihenanordnung mit der Federgruppe 1 entfernt (kurzgeschlossen), sodass je Grad Torsionswinkel ein noch größeres Drehmoment aufgenommen wird (hoher „Kopplungsgrad") und verhindert wird, dass die Federn 16 der Federgruppe 2 ihren Endpunkt erreichen. Bei der in Fig. 10b gezeigten Ausführungsart sind die Federgruppen 1 und 2 miteinander verriegelt. Wie oben erörtert kann der Dämpfer auch in umgekehrter Richtung arbeiten, d.h. als Dämpfer für das vom Getriebe an den Motor übertragene Drehmoment, wenn das durch den Dämpfer vom Getriebe aufgenommene Drehmoment größer ist als das durch den Dämpfer vom Motor aufgenommene Drehmoment. Eine der Federgruppen 1 und 2 (normalerweise die Federgruppe 2) können wahlweise schwächer als die andere Federgruppe sein, sodass der Kopplungsgrad zu Anfang in der normalen Betriebsrichtung vom Motor zum Getriebe niedriger ist.
Bei einer bevorzugten Ausführungsart, die in Fig. 1 dargestellt ist, weist der Drehmomentwandler 10 selbst eine Pumpe 24 auf, die durch einen Motor über eine Abdeckung 20 in Drehung versetzt werden kann, die durch Halterungen 34 direkt oder ■ indirekt an einem Motor angebracht ist. Durch die Pumpe 24 wird eine Turbine 26 hydraulisch in Drehung versetzt. Die Turbine 26 wiederum kann mit einer Antriebswelle 32 über einen Dämpfer 11 gemäß der Erfindung mit einem Getriebe verbunden sein. Die Turbine kann um eine VVeIIe 32 rotieren und ist zu diesem Zweck für gewöhnlich mit einer Mittelnabe 36 der Turbine ausgestattet. Wenn das Verhältnis der Drehzahlen der Antriebswelle 32 des Getriebes und des Motors zueinander einen entsprechenden Wert erreicht, wird die mit dem Dämpfer 11 verbundene Kolbenplatte 21 hydraulisch in Richtung der Abdeckung 20 bewegt, kuppelt an der Kupplungsfläche 28 mit der Abdeckung 20 ein und veranlasst die Antriebswelle 32 des Getriebes, sich mit derselben Drehzahl wie die Abdeckung 20 zu drehen. Die Aktivierung der Hydraulik zum Verschieben der Kolbenplatte wird durch eine Steuereinheit gesteuert, die von verschiedenen Sensoren Signale empfängt, z.B. die relativen Drehzahlen des Motors und der Antriebswelle des Getriebes und Änderungen des vom Drehmomentwandler aufgenommenen und abgegebenen Drehmoments.
Der Dämpfer 11 dient normalerweise zur Übertragung eines Drehmoments von der Turbine 26 des Drehmomentwandlers 10 an eine Abtriebsnabe 30, um diese z.B. mit einer Antriebswelle 32 eines Getriebes zu verbinden; jedoch kann der Dämpfer auch in umgekehrter Richtung wirksam werden.
Die Figuren 2 bis 9b zeigen deutlich, dass der Dämpfer 11 selbst vorzugsweise eine Deckplatte 12a/12b beinhaltet, die auf einem Radius um die Turbine 26 herum angeordnet, mit dieser verbunden ist und durch diese angetrieben wird, z.B. durch die Turbinennabe 36, die konzentrisch zur Abtriebsnabe 30 angeordnet ist, sich aber frei von dieser drehen kann. Die Deckplatte 12a/12b selbst besteht aus Deckplattenhälften 12a und 12b, die durch Schrauben oder Niete 12d durch Verbindungslöcher 12c um die anderen Komponenten des Dämpfers 11 herum angeordnet sind, wobei die Verbindungslöcher 12c gemäß Fig. 2 auf dem Umfang der Deckplattenhälften 12a und 12b angeordnet sind. Ein Zwischenflansch 18 wird bereitgestellt, der ebenfalls auf einem Radius um die Abtriebsnabe 30 herum angeordnet ist. Ein Abtriebsflansch 22 wird bereitgestellt, der mit der Abtriebsnabe 30 verbunden ist.
Mehrere Gruppen 1 , 2 und 3 von Federn 14, 16 und 17 werden bereitgestellt, die für Elastizität sorgen, damit sich der Dämpfer verdrehen, d.h. beim Verdrehen Torsionsenergie oder Drehmoment speichern kann. Die Federn beinhalten eine Gruppe 1 von Antriebsfedern 14, eine Gruppe 2 von zweiten Federn 16, die wahlweise, aber nicht notwendigerweise, schwächer als die Antriebsfedern 14 sind, und eine Gruppe 3 von parallelen Federn 17.
Alle Federn 14, 16 und 17 sind auf einem Radius um die Abtriebsnabe 30 herum angeordnet und in der Deckplatte 12a/12b untergebracht, sodass bei einer Anlaufbewegung der Turbine 26 und der daran angebrachten Deckplatte 12a/12b ein erstes Ende 14a jeder der Antriebsfedern 14 an der Deckplatte 12a/12b anliegt und ein zweites Ende 14b jeder der Antriebsfedern 14 am Zwischenflansch 18 sowie ein erstes Ende 16a jeder der zweiten Federn 16 am Zwischenflansch 18 und ein zweites Ende 16b jeder der zweiten Federn 16 an dem Abtriebsflansch 22 anliegt (siehe auch die Figuren 10, 10a und 10b). Bei der Anordnung der in den Figuren 2 bis 9b gezeigten bevorzugten Ausführungsarten werden die Antriebsfedern 14 zusammengedrückt, übertragen eine Kraft auf den Zwischenflansch 18, versetzen diesen in Drehung und drücken somit die zweiten Federn 16 zusammen. Die zweiten Federn 16 wiederum versetzen den Abtriebsflansch 22 und die mit dieser verbundene Abtriebsnabe 30 in Drehung.
Die Antriebsfedern 14 und die zweiten Federn 16 absorbieren Energie von der Turbine 26 und sorgen dafür, dass sich diese um einen größeren Winkel α drehen kann als der Abtriebsflansch 22, und gleichen somit die zeitliche Verzögerung beim Überwinden des Anlaufträgheitsmoments des Abtriebsflansches 22, der Abtriebsnabe 30 und dem mit dieser verbundenen Mechanismus aus. Der Zwischenflansch 18 und der Abtriebsflansch 22 sind mit Anschlagflächen 13a und 13b ausgestattet, sodass der Abtriebsflansch 22 und der Zwischenflansch 18 in Vorwärtsrichtung 19 aneinander anliegen und Rotationsenergie direkt vom Zwischenflansch 18 an den Abtriebsflansch 22 übertragen, wobei die Federn 16 aus der Reihenanordnung mit der Federgruppe 14 entfernt werden und zum Bewegen der Federn 14 parallel zu den Federn 17 ein größeres Drehmoment benötigt wird, sodass ein größeres Drehmoment an den Abtriebsflansch 22 übertragen werden kann als durch die zu den Federn 17 parallele Reihenanordnung der zweiten Federn 16 und der Antriebsfedern 14. In der umgekehrten Richtung können Anschlagflächen bereitgestellt werden, z.B. eine in Fig. 10b gezeigte Anschlagfläche 13, welche den Zwischen- oder Gleitflansch 18 mit dem Abtriebsflansch 22 verriegelt, indem sie das Zusammendrücken der Antriebsfedern 14 sowie der zweiten Federn 16 einschränkt, oder alternativ dazu können Anschlagflächen 13c und 13d gemäß Fig. 2 (Anschlagflächen 13 in den Figuren 10 und 10a) bereitgestellt werden, welche den Zwischenflansch mit der Deckplatte in Gegenrichtung verriegeln, indem lediglich die zweiten Federn 16 kurzgeschlossen werden.
Die parallelen Federn 17 sind in Öffnungen 17c innerhalb der Deckplatte 12a/12b untergebracht und können zu Anfang innerhalb der Öffnung 17d im Zwischenflansch gleiten, da die Öffnung 17d länger als die zweiten Federn 17 ist, sodass die parallelen Federn 17 beim Anlaufen der Turbine 26 von der Deckplatte 12a/12b an den Zwischenflansch 18 und somit indirekt an den Abtriebsflansch kein Drehmoment übertragen, wobei sich die Deckplatte 12a/12b erst nach ausreichendem Zusammendrücken der Antriebsfedern 14 und der zweiten Federn 16 weit genug gegenüber dem Zwischenflansch 18 bewegt (weit genug verdreht), sodass die parallelen Federn 17 in der Öffnung 17d weit genug gleiten, sodass die Federn 17 sowohl an der Deckplatte 12a/12b als auch am Zwischenflansch 18 anliegen, sodass die parallelen Federn parallel zu den Antriebsfedern 14 (und anfangs parallel zu den zweiten Federn 16) das Drehmoment indirekt von der Deckplatte 12a/12b über den Zwischenflansch 18 an den Abtriebsflansch 22 übertragen und somit die Kapazität des an den Abtriebsflansch 22 übertragenen Drehmoments mit zunehmendem Drehmoment erhöhen.
Der Dämpfer für den Drehmomentwandler und das Verfahren gemäß der Erfindung weisen deutliche Vorteile auf, die in Fig. 5 in Form einer Kurve des Drehmoments als Funktion des „Torsionswinkels" für einen Dämpfer gemäß der Erfindung für einen Drehmomentwandler veranschaulicht sind. Auf der „Antriebsseite" der Kurve ist zu erkennen, dass der Anlaufkopplungsgrad des Dämpfers sehr gering (weich) ist, sodass auf die ersten 2,5 Grad Torsionswinkel nur ein geringes Drehmoment von etwa 65 Nm bzw. 26 Nm je Grad Torsionswinkel entfällt. Eine solche Kurve bewirkt eine deutliche Dämpfung der durch den Dämpfer übertragenen Drehmomentstöße, wenn es zu Drehmomentschwankungen zwischen Antrieb und Abtrieb kommt. Bis zum Punkt Ri sind die erste und die zweite Federgruppe in Reihe angeordnet, und die Reihenanordnung sowie eine möglicherweise gewählte geringere Stärke der zweiten Federgruppe verhindern einen hohen Kopplungsgrad, d.h. die erste Federgruppe kann durch Einwirkung eines bestimmten Drehmoments relativ weit zusammengedrückt werden. Am Punkt R-i tritt parallel zu den Federgruppen 1 und 2 noch die Federgruppe 3 hinzu, sodass die Drehmomentkapazität größer wird, d.h. bei einem Torsionswinkel von etwa 12 Grad ein Drehmoment von bis zu 400 Nm erreicht, wobei die Torsion jedoch aufgrund der schwächeren Reihenanordnung von Federgruppe 1 / Federgruppe 2 und wahlweise einer schwächeren Federgruppe 2 einen niedrigen Kopplungsgrad von etwa 32 Nm je Grad Torsionswinkel ergibt. Am Punkt R2 wird die Federgruppe 2 kurzgeschlossen, sodass nur noch die Federgruppen 1 und 3 in Reihe angeordnet sind. Durch das Entfernen der relativ schwachen Federgruppe 2 aus der Reihenanordnung kann der Kopplungsgrad stark erhöht und ferner verhindert werden, dass die Federn der Federgruppe 2 ihren Endpunkt erreichen. Bei der „Leerlaufseite" der Kurve ist zu beachten, dass diese genauso funktioniert wie die „Antriebsseite", wobei lediglich die Verdrehung in der Gegenrichtung erfolgt. In der Gegenrichtung wird zunächst die von der Antriebsseite im Dämpfer gespeicherte Energie an die Abtriebsseite abgegeben, und dann drückt der durch das Getriebe angetriebene Abtriebsflansch 22 die Federn 16 in der Federgruppe 2 teilweise zusammen, die wiederum den Zwischenflansch 18 veranlassen, die Federn 14 in der Federgruppe 1 gegen die Deckplatte zu drücken, die über die Kolbenplatte 21 entweder mit der Turbine oder dem Motor verbunden ist. Ähnlich wie auf der Antriebsseite greifen die Federn 17 der Federgruppe 3, und nach ausreichend starker Torsion wird die Federgruppe 2 entweder durch die Kopplung zwischen dem Zwischenflansch 18 und der Deckplatte 12a/12b oder durch die Kopplung zwischen dem Zwischenflansch 18 und dem Abtriebsflansch 22 kurzgeschlossen. Wenn die Federgruppen 1 und 2 die gleiche Federstärke haben oder der Zwischenflansch in Vorwärtsrichtung in den Abtriebsflansch einrastet, um das Erreichen des Endpunktes der Federgruppe 2 zu verhindern, und der Zwischenflansch 18 in Gegenrichtung mit der Deckplatte 12a/12b verriegelt wird, um das Erreichen des Endpunktes der Federgruppe 2 zu verhindern, ergibt sich eine Leerlaufkurve, deren Anstieg gleich dem Anstieg der Antriebskurve ist.
Die Figuren 6A bis 9B zeigen den Dämpfer gemäß der Erfindung in verschiedenen Torsionsphasen, wobei die Deckplatte, der Zwischenflansch und der Abtriebsflansch unterschiedlich stark gegeneinander verschoben und die Federn unterschiedlich stark zusammengedrückt sind.
Fig. 6A zeigt eine bevorzugte Ausführungsart des kompletten Dämpfers gemäß der Erfindung, bei der sich die Teile des Dämpfers in einer neutralen Position befinden, d.h. keine Verdrehung in Vorwärts- oder Gegenrichtung stattfindet. Fig. 6B zeigt die demontierten Teile des Dämpfers von Fig. 6A und ihre Ausrichtung zueinander. Die Antriebsfedern 14 und die zweiten Federn 16 nehmen jeweils 26 Grad des Gesamtwinkels des Dämpfers von 360 Grad und die parallelen Federn 19 jeweils 19 Grad des Gesamtwinkels des Dämpfers ein.
Fig. 7A zeigt eine bevorzugte Ausführungsart des kompletten Dämpfers gemäß der Erfindung, wobei die Teile des Dämpfers in Vorwärtsrichtung (Pfeil 19) um etwa 2,4 Grad verdreht sind. Fig. 7B zeigt die demontierten Teile des Dämpfers von Fig. 7A sowie ihre Ausrichtung zueinander und wie weit die Federn zusammengedrückt sind. Die Deckplatte ist um etwas 2,4 Grad, der Zwischenflansch um etwa 1 ,2 Grad und der Abtriebsflansch gar nicht verschoben, was die Ausrichtung der Teile zueinander zeigt. Die Bewegung der Deckplatte und der Zwischenflansches gegeneinander wird durch die Drehmomentschwankungen zwischen dem vom Motor aufgenommenen und dem an das Getriebe abgegebenen Drehmoment sowie durch das Verhältnis der Federstärken zwischen der Federgruppe 1 und der Federgruppe 2 bestimmt.
Fig. 8A zeigt eine bevorzugte Ausführungsart des kompletten Dämpfers gemäß der Erfindung, bei der die Teile des Dämpfers um 13,82 Grad in Vorwärtsrichtung verdreht sind. Fig. 8B zeigt die demontierten Teile des Dämpfers von Fig. 8A sowie ihre Ausrichtung zueinander und wie weit die Federn zusammengedrückt sind. Die Deckplatte ist um etwa 13,82 Grad, der Zwischenflansch um etwa 9 Grad und der Abtriebsflansch gar nicht verschoben, was die Ausrichtung der Teile zueinander zeigt. Die Bewegung der Deckplatte und der Zwischenflansches gegeneinander wird durch die Drehmomentschwankungen zwischen dem vom Motor aufgenommenen und dem an das Getriebe abgegebenen Drehmoment sowie durch das Verhältnis der Federstärken zwischen den Federgruppen 1 , 2 und 3 bestimmt. Fig. 9A zeigt eine bevorzugte Ausführungsart des kompletten Dämpfers gemäß der Erfindung, bei der die Teile des Dämpfers um 15,5 Grad in Vorwärtsrichtung verdreht sind. Fig. 9B zeigt die demontierten Teile des Dämpfers von Fig. 9A sowie ihre Ausrichtung zueinander und wie weit die Federn zusammengedrückt sind. Die Deckplatte ist um etwa 15,5 Grad, der Zwischenflansch um etwa 9 Grad und der Abtriebsflansch gar nicht verschoben, was die Ausrichtung der Teile zueinander zeigt. Die Bewegung der Deckplatte und der Zwischenflansches gegeneinander wird durch die Drehmomentschwankungen zwischen dem vom Motor aufgenommenen und dem an das Getriebe abgegebenen Drehmoment sowie durch das Verhältnis der Federstärken zwischen den Federgruppen 1 und 3 bestimmt.
Es ist klar, dass die Erfindung ebenfalls ein Verfahren zur Dämpfung des von der Turbine eines Drehmomentwandlers an ein Getriebe abgegebenen Drehmoments beinhaltet, die oben unter Bezug auf die Vorrichtung beschrieben wurde. Das Verfahren beinhaltet insbesondere die folgenden Schritte:
a) Betreiben einer Federgruppe eins und einer in Reihe dazu angeordneten Federgruppe zwei, um zwischen aufgenommenem und abgegebenem Drehmoment eine große Verdrehung zu ermöglichen (niedriger „Kopplungsgrad");
b) Anordnen einer Federgruppe drei parallel zu den in Reihe angeordneten Federgruppen eins und zwei, damit die Drehmomentkapazität erhöht und bei einem aufgenommenen Drehmoment eine geringere Torsion als in Schritt a) zugelassen und somit je Grad Torsionswinkel ein größeres Drehmoment absorbiert wird (mittlerer „Kopplungsgrad"); und
c) Entfernen der zweiten Federgruppe aus der Reihenanordnung mit der ersten Federgruppe (Kurzschließen) und dadurch Nutzen allein der größeren Federstärke der Federgruppe 2 parallel zur Federgruppe 3, sodass je Grad Torsionswinkel ein noch größeres Drehmoment als in Schritt b) absorbiert wird (höherer „Kopplungsgrad").

Claims

ANSPRÜCHE
1. Dämpfer für einen Drehmomentwandler, wobei der Dämpfer Folgendes umfasst:
a) eine einem Motor verbundene Antriebseinheit; b) eine erste Federgruppe, die Antriebsfedern mit ersten und zweiten Enden der Antriebsfedern aufweist; c) eine zweite Federgruppe, die zweite Federn mit ersten und zweiten Enden der zweiten Federn aufweist; d) eine dritte Federgruppe, die parallele Federn mit ersten und zweiten Enden der parallelen Federn aufweist; e) eine Gleitvorrichtung, die sich durch einwirkenden Federdruck p frei bewegen kann; und f) eine Abtriebseinheit;
wobei Federn der ersten Federgruppe aufgrund eines auf die Antriebseinheit einwirkenden Drehmoments in einer Vorwärtsrichtung zur Abtriebseinheit hin und aufgrund eines durch die Abtriebseinheit ausgeübten Drehmoments in einer entgegengesetzten Richtung zur Antriebseinheit hin zusammengedrückt werden können; wobei die erste und zweite Federgruppe während eines ersten Zusammendrückens der ersten Federgruppe in Vorwärtsrichtung in Reihe zwischen der Antriebs- und der Abtriebseinheit angeordnet sind; wobei die erste und zweite Federgruppe während eines zweiten mittelstarken Zusammendrückens der ersten Federgruppe in Vorwärtsrichtung in Reihe zwischen der Antriebseinheit und der Abtriebseinheit und diese Reihe von Federgruppen parallel zu der dritten Federgruppe zwischen der Antriebseinheit und der Abtriebseinheit angeordnet sind; und wobei sich die erste Federgruppe während eines dritten Zusammendrückens der ersten Federgruppe in Vorwärtsrichtung parallel zur dritten Federgruppe zwischen der Antriebsvorrichtung und der Abtriebsvorrichtung befindet, während sich die Gleitvorrichtung zwischen der Antriebsvorrichtung und der Abtriebsvorrichtung befindet und während des ersten Zusammendrückens der ersten Federgruppe in Vorwärtsrichtung zumindest zwischen den Federn der ersten und zweiten Federgruppe liegt, um einen Teil des durch die Aufnahmeeinrichtung auf die erste Federgruppe ausgeübten Drehmoments zur zweiten Federgruppe weiterzuleiten, die wiederum einen Teil des einwirkenden Drehmoments zur Abtriebsvorrichtung weiterleitet.
2. Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 1 , bei dem erste Enden der Antriebsfedern mit der Antriebseinheit und zweiten Enden der Antriebsfedern mit der Gleitvorrichtung verbunden sind.
3. Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 2, bei dem das erste Zusammendrücken in Vorwärtsrichtung zwischen 0 und 90 Prozent des Federweges von Federn einer ersten Federgruppe beträgt und eine Rasteinrichtung bereitgestellt wird, um die Gleitvorrichtung bei einem zweiten Zusammendrücken in Vorwärtsrichtung zwischen 40 und 90 Prozent des Federweges von Federn der ersten Federgruppe mit der Abtriebseinheit zu verriegeln.
4. Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 3, bei dem die Rasteinrichtung das Zusammenwirken von Kontaktflächen der Abtriebseinheit und der Gleitvorrichtung beinhaltet.
5. Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 2, bei dem erste Enden von Federn der zweiten Federgruppe an der Gleitvorrichtung und zweite Enden von Federn der zweiten Federgruppe an der Abtriebseinheit anliegen.
6. Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 1 , bei dem Federn der dritten Federgruppe so zwischen der Antriebseinheit und der Gleitvorrichtung angeordnet sind, dass erste und zweite Enden von Federn der dritten Federgruppe an einer Position zwischen 2 und 30 Prozent des Federweges der ersten Federgruppe an der Antriebseinheit und der Gleitvorrichtung anliegen.
7. Dämpfer für einen Drehmomentwandler mit einer Antriebseinheit zum Aufnehmen der Energie eines Drehmoments von einer Antriebsvorrichtung und mit einer Abtriebseinheit zum Weiterleiten der Energie des Drehmoments an eine Abtriebsvorrichtung, wobei die Antriebseinheit mit ersten Enden von Federn einer Federgruppe 1 (erste Enden der Gruppe 1) verbunden ist und zweite Enden von Federn einer Federgruppe 1 (zweite Enden der Gruppe 1) an ersten Kontaktflächen einer Gleitvorrichtung anliegen und eine zweite Kontaktfläche der Gleitvorrichtung an ersten Enden von Federn der Federgruppe 2 (erste Enden der Gruppe 2) anliegt und zweite Enden der Federgruppe 2 (zweite Enden der Gruppe 2) an der Abtriebseinheit anliegen; wobei sich die Gleitvorrichtung durch den einwirkenden Federdruck in einer ersten vorwärts gerichteten Drehrichtung frei bis zu einer ersten Position zwischen 0 und 99 Prozent des Federweges der Federgruppe 1 bewegen kann und durch eine Rasteinrichtung an einer zweiten Position zwischen 40 und 90 Prozent des Federweges der Federgruppe 1 mit der Antriebs- oder der Abtriebseinheit verriegelt wird; wobei sich die Gleitvorrichtung durch entgegengesetzt einwirkenden Federdruck auch in einer der ersten Drehrichtung entgegengesetzten zweiten Drehrichtung frei bis zu einer ersten Position zwischen 0 und 99 Prozent des Federweges der Federgruppe 1 bewegen und durch eine Rasteinrichtung an einer zweiten Position zwischen 40 und 99 Prozent des Federweges der Federgruppe 1 mit der Antriebs- oder der Abtriebseinheit verriegelt werden kann; wobei eine Federgruppe 3 so zwischen der Antriebseinheit und einem Zwischenflansch oder direkt zwischen der Antriebseinheit und der Abtriebseinheit angeordnet ist, dass erste Enden von Federn der Federgruppe 3 mit der Antriebseinheit gekuppelt werden und ein Drehmoment an zweiten Enden der Federn der Federgruppe 3 an einer Position zwischen 5 und 30 Prozent des Federweges der Federgruppe 1 direkt oder über den Zwischenflansch an die Abtriebseinheit übertragen.
8. Dämpfer nach Anspruch 7, bei dem die zweiten Federn schwächer als die Antriebsfedern sind, um zu Anfang je Grad Torsionswinkel des Dämpfers ein geringeres Drehmoment zuzulassen.
9. Dämpfer für einen Drehmomentwandler, wobei der Drehmomentwandler eine Pumpe, die in Drehrichtung durch einen Motor angetrieben werden kann, und eine Turbine aufweist, die in Drehrichtung hydraulisch durch die Pumpe angetrieben werden kann, wobei die Turbine mit einer Mittelnabe versehen ist, der Dämpfer zum Übertragen eines Drehmoments von der Turbine des Drehmomentwandlers an eine Abtriebsnabe und weiter an eine Antriebswelle eines Getriebes dient, wobei der Dämpfer eine Deckplatte umfasst, die auf einem Radius um die Turbinenwelle herum angeordnet ist und durch diese angetrieben wird und konzentrisch zur Abtriebsnabe liegt, sich aber gegenüber dieser frei drehen kann; ferner weist der Drehmomentwandler einen Zwischenflansch auf, der auf einem Radius um die Abtriebsnabe herum angeordnet ist; wobei die Abtriebsnabe einen Teil eines Abtriebsflansche und einer Gruppe von Antriebsfedern, einer Gruppe zweiter Federn und einer Gruppe paralleler Federn bildet, die sämtlich auf einem Radius um die Abtriebsnabe herum angeordnet und in der Deckplatte untergebracht sind, sodass bei einer Anlaufbewegung der Turbine und der mit ihr verbundenen Deckplatte ein erstes Ende jeder der Antriebsfedern an der Deckplatte anliegt und ein zweites Ende jeder der Antriebsfedern am Zwischenflansch anliegt und ein erstes Ende jeder der zweiten Federn am Zwischenflansch anliegt und ein zweites Ende jeder der zweiten Federn am Abtriebsflansch anliegt, sodass beim Einwirken eines Drehmoments von der Turbine auf die Deckplatte und von dieser auf die Antriebsfedern die Antriebsfedern zusammengedrückt werden und eine Kraft auf den Zwischenflansch übertragen und diesen in Drehung versetzen und somit die zweiten Federn komprimieren, die wiederum den Abtriebsflansch und die Abtriebsnabe in Drehung versetzen, wobei die Antriebsfedern und die zweiten Federn von der Turbine gelieferte Energie absorbieren, um die Verzögerungszeit beim Überwinden des Anlaufdrehmoments der Abtriebsnabe und des damit verbundenen Mechanismus auszugleichen; wobei die parallelen Federn innerhalb der Deckplatte in Abständen voneinander angeordnet sind und sich zu Anfang frei in den Öffnungen im Zwischenflansch bewegen können, sodass die parallelen Federn beim Anlaufen der Turbine kein Drehmoment von der Deckplatte an den Zwischenflansch übertragen und sich die Deckplatte erst bei ausreichendem Zusammendrücken der zweiten und der Antriebsfedern weit genug vom Zwischenflansch bewegt, dass die parallelen Federn sowohl an der Deckplatte als auch am Zwischenflansch anliegen und somit parallel zu den in Reihe mit den zweiten Federn angeordneten Antriebsfedern ein Drehmoment von der Deckplatte an den Zwischenflansch übertragen, die mit zunehmendem Drehmoment die an den Zwischenflansch und somit an den Abtriebsflansch übertragene Drehmomentkapazität weiter erhöhen, wobei der Zwischenflansch und der Abtriebsflansch mit Anschlagflächen derart ausgestattet sind, dass der Zwischenflansch und der Abtriebsflansch aneinander anliegen, um die Energie der Drehbewegung direkt vom Zwischenflansch an den Abtriebsflansch zu übertragen, indem die zweiten Federn aus der Reihenanordnung mit den Antriebsfedern entfernt werden, sodass die Antriebsfedern und die parallelen Federn ein höheres Drehmoment an den Zwischenflansch und dieser wiederum einen höheres Drehmoment an den Abtriebsflansch übertragen kann als die zweiten Federn.
10. Dämpfer für einen Drehmomentwandler nach Anspruch 9, bei dem die zweiten Federn schwächer als die Antriebsfedern sind.
11. Verfahren zum Dämpfen des von der Turbine eines Drehmomentwandlers an ein Getriebe abgegebenen Drehmoments, wobei das Verfahren die folgenden Schritte umfasst:
a) Betreiben eines Federsatzes eins und eines in Reihe dazu angeordneten Federsatzes zwei zwischen aufgenommenem und abgegebenem Drehmoment, um bei einem aufgenommenen Drehmoment eine große Torsion zu ermöglichen; b) Anordnen eines Federsatzes drei parallel zu den in Reihe angeordneten Federsätzen eins und zwei, damit die Drehmomentkapazität erhöht und bei einem aufgenommenen Drehmoment ein kleinerer Drehwinkel als in Schritt a) zugelassen und somit je Drehwinkel ein größeres Drehmoment absorbiert wird; und c) Entfernen des zweiten Federsatzes aus der Reihenanordnung mit dem ersten Federsatz und dadurch Nutzen allein der größeren Federstärke des Federsatzes 2 parallel zum Federsatz 3, sodass je Torsionswinkel ein noch größeres Drehmoment als in Schritt b) absorbiert wird.
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