WO2009033638A1 - Zweimassenschwungrad - Google Patents

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WO2009033638A1
WO2009033638A1 PCT/EP2008/007380 EP2008007380W WO2009033638A1 WO 2009033638 A1 WO2009033638 A1 WO 2009033638A1 EP 2008007380 W EP2008007380 W EP 2008007380W WO 2009033638 A1 WO2009033638 A1 WO 2009033638A1
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WO
WIPO (PCT)
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cam
mass flywheel
dual
flywheel
spring
Prior art date
Application number
PCT/EP2008/007380
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English (en)
French (fr)
Inventor
Martin Schober
Christian Benatzky
Gerd Schlager
Jaroslaw Lutoslawski
Original Assignee
Magna Powertrain Ag & Co Kg
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 Magna Powertrain Ag & Co Kg filed Critical Magna Powertrain Ag & Co Kg
Priority to JP2010523338A priority Critical patent/JP5124648B2/ja
Priority to CN200880115270.XA priority patent/CN101855469B/zh
Priority to US12/677,341 priority patent/US8210951B2/en
Priority to EP08801952A priority patent/EP2198182A1/de
Publication of WO2009033638A1 publication Critical patent/WO2009033638A1/de

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    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16FSPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/131Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses
    • F16F15/13157Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses with a kinematic mechanism or gear system, e.g. planetary
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16FSPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/131Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses
    • F16F15/133Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/134Wound springs

Definitions

  • the present invention relates to a dual mass flywheel for a drive train of a motor vehicle, with a primary flywheel and a secondary flywheel, which are coupled to each other via at least one spring means torsionally elastic.
  • Such a dual mass flywheel is used in a motor vehicle for temporary storage of kinetic energy during the idle periods of the engine as well as for absorbing and damping torsional vibrations between the engine and the drive train.
  • the primary flywheel can be rotatably connected to a crankshaft of the engine, while the secondary flywheel is rotatably connected to a clutch of the gearbox. Torsional vibrations which are transmitted to the primary flywheel via the crankshaft are, due to the spring device and any additional damping device, only weakened to the secondary flywheel and thus to the manual transmission and the further drive train.
  • the spring device claimed an undesirably large space, especially if a flat spring characteristic to be realized with a correspondingly long spring. Also, the usually linear spring characteristic of the known dual-mass flywheels does not prove to be suitable for all applications.
  • An object of the present invention is to provide a dual mass flywheel with reduced footprint for the spring device. In addition, the realization of a non-linear spring characteristic should be possible.
  • a dual mass flywheel with the features of claim 1, and in particular by the fact that between the spring means and at least one of the two masses at least one transmission device is arranged, which relative to each other causes a deflection movement of the spring device with respect to a rotational movement of the two masses a characteristic of the spring device can be modified by the transmission device.
  • the rotationally-elastic coupling of the two flywheel masses takes place via at least one spring device and an associated transmission device.
  • a rotational movement of the two flywheel masses relative to each other causes a deflection movement of the spring device with respect to a rest position, so that a restoring moment is generated.
  • the gear mechanism causes a deflection movement of the spring device relative to the rotational movement of the two flywheel masses, so that the deflection travel of the spring device is, for example, less than the rotational path of the two flywheel masses at the location of the spring mass (corresponding to a circular path section). Facility.
  • the spring device preferably has at least one elastic element, in particular a helical spring acting as a compression spring, which is arranged tangentially with respect to the axis of rotation of the two-mass flywheel, ie in the circumferential direction.
  • the transmission device causes a translation into fast, slow or no translation.
  • the transmission device may have a control cam and a counter-element movable along the control cam (for example roller bearings or slide bearings) in order to realize a non-linear characteristic of the reduction / gear ratio in accordance with the course of the control cam.
  • a non-linear characteristic can be generated, for example, by virtue of the fact that the aforementioned control track has a radius of curvature varying along the control track.
  • the transmission device can be formed by a replaceable assembly, so that according to a modular principle, the dual-mass flywheel alone by replacing the transmission device different applications can be customized.
  • the vibration characteristic of the dual-mass flywheel is thus adjustable to different applications simply by replacing the transmission device.
  • the spring means has two ends, wherein the spring means is held only at the two ends and is substantially rectilinearly aligned between the two ends.
  • rectilinear elastic elements e.g. Springs or print cartridges - has the advantage that they are not radially outwardly supported on a housing element of the dual mass flywheel when operating the dual mass flywheel in contrast to bow springs, whereby the emergence of undesirable speed-dependent friction moments is avoided.
  • the transmission device cooperates with the spring device via an intermediate element which is rotatably mounted with respect to the axis of rotation of the dual mass flywheel to receive centrifugal forces acting on the spring device.
  • the intermediate element is arranged in a mediating position between the transmission device and the spring device, the term "intermediate position" being functionally and not necessarily spatially visible in this context.
  • the intermediate element is expediently movable only in one direction of rotation mounted floating about the axis of rotation of the dual mass flywheel and rotatable relative to the primary flywheel as well as relative to the secondary flywheel.
  • intermediate elements which, for example, are independent of one another in the circumferential direction in individual angular segments.
  • Such an intermediate element can also be designed as a ring plate, which is arranged radially inside the spring device in a central plane of the dual-mass flywheel. This additionally facilitates the centering of the intermediate element.
  • the intermediate element may have at least one driver section, which cooperates with the spring device.
  • the intermediate element may comprise at least one actuating portion, which cooperates with the transmission device.
  • the coupling of the transmission device with the intermediate element can be done for example via a toothing - possibly even with only a single tooth -, a role or a shoe in conjunction with a curved path or a sliding guide.
  • the transmission device has at least one lever which is pivotably articulated to one of the two masses (eg primary flywheel), wherein the lever has a drive portion which cooperates with the other of the two masses (eg secondary flywheel) to a Rotary movement of the two flywheel masses relative to each other to drive the lever to a pivoting movement.
  • Said lever further has a deflection portion which cooperates with the spring means to cause a deflection movement of the spring means during a pivotal movement of the lever.
  • the cam described above may be formed on an outer cam or on an inner cam, which is arranged rotationally fixed with respect to one of the flywheel masses.
  • the coupling between the transmission device and the outer or inner cam can be done for example via a roller or a shoe in conjunction with a curved path, a gear in conjunction with a tooth curve or a sliding guide.
  • Said outer cam or inner cam is arranged in particular coaxially with the axis of rotation of the dual-mass flywheel.
  • the interaction of the said lever with the other of the two flywheel masses can take place in particular via a control track and a drive element cooperating therewith.
  • the drive section of the lever may have a control track, while the other of the two flywheel masses has a drive element (eg ball bearing, roller or sliding block) that can be moved along the control track, such that the lever is pivotable relative to one another during a rotational movement of the two flywheel masses is driven to the explained pivoting movement.
  • the transmission device has a cam, which is rotatably mounted on one of the two masses (eg primary flywheel), wherein the cam has a drive portion which cooperates with the other of the two masses (eg secondary flywheel) to a rotational movement the two flywheel masses relative to each other the cam to a rotary to drive movement.
  • the said cam has an eccentric portion, which cooperates with the spring device to effect upon rotation of the cam, the explained deflection movement of the spring means.
  • the axis of rotation of said cam is offset parallel with respect to the axis of rotation of the dual mass flywheel.
  • the cooperation of the cam with said other of the two flywheels can be realized by respective external gears.
  • the drive portion of the cam may have spur gear meshing with external teeth of a ring portion of the other of the two flywheels (e.g., secondary flywheel).
  • a non-linear deflection characteristic can be effected in this embodiment, for example, by the cam excentric portion forming a cam, with non-linear angular dependence of the radius of the cam being provided.
  • Fig. 1 shows a dual mass flywheel in a schematic side view.
  • Fig. 2 shows parts of a dual mass flywheel according to a first embodiment in a front view.
  • Fig. 3 shows parts of the first embodiment in a rear view.
  • 4a and 4b show parts of a dual-mass flywheel according to a second embodiment in a rest position in a front view and a perspective view, respectively.
  • 5a and 5b show parts of the second embodiment in a twisted position in a front view and in a perspective view
  • FIG. 6 shows parts of a dual-mass flywheel according to a third embodiment in a front view.
  • Fig. 1 shows schematically a dual mass flywheel with a primary flywheel 11 and a secondary flywheel 13, which are rotatably mounted about a common axis of rotation A.
  • the primary flywheel 11 is rotationally connected, for example via a ring gear 15 with an output element of an engine of a motor vehicle.
  • a mounting flange or a spline can be provided.
  • the secondary flange or a spline can be provided.
  • Flywheel 13 is connected for example via a mounting flange 17 with a clutch of a manual transmission or with a torque converter of an automatic transmission, wherein alternatively, a compound by means of a spline or a one-piece training PHg can be provided.
  • the dual mass flywheel is used in a conventional manner for receiving and damping torsionally elastic vibrations.
  • the two flywheel masses 11, 13 are rotationally elastically coupled to one another via a spring device 19, ie, the two flywheel masses 11, 13 can rotate relative to one another, such a rotational movement starting from a rest position causing a deflection movement of the spring device 19, so that the spring device 19 generates a restoring moment.
  • a transmission device effective here as a reduction device 21 is arranged, i. the spring device 19 is attached at one end to a mounting portion 23 of the primary flywheel 11 and secured or hinged at the other end to the reduction device 21.
  • the reduction device 21 is shown schematically in Figure 1 as a lever which is pivotally mounted on a bearing portion 25 of the primary flywheel 11 within a normal plane to the rotation axis A and in the case of a rotational movement of the primary flywheel 11 and the secondary flywheel 13 relative to each other by means of a Drive pin 27 of the secondary flywheel 13 is actuated.
  • the reduction device 21 is configured such that in the case of a rotational movement of the two flywheel masses 11, 13 relative to each other causes a reduction of said deflection movement of the spring device 19, based on the twist away of the two flywheel masses 11, 13 relative to each other.
  • the spring device 19 can be designed as a compression spring with comparatively high rigidity, which can be realized with an advantageously short overall length.
  • the spring device 19 thus occupies only a small space to complete.
  • the global spring characteristic of the dual-mass flywheel shown - thus resulting from the interaction of the spring device 19 with the reduction device 21 spring characteristic - due to the reduction effect of the reduction device 21 is relatively flat compared to the characteristic alone of the spring means 19.
  • the reduction device 21 leaves In addition, a non-linear global spring characteristic of the dual-mass flywheel set.
  • FIG. 2 and 3 show a first embodiment of a dual-mass flywheel, in which the reduction device 21 (FIG. 1) is realized by four cams 31, which are distributed in uniform pitch over the circumference of the dual-mass flywheel.
  • Each cam 31 is rotatably supported by means of an associated pin 33 on the primary flywheel 11, wherein the axis of rotation B of the cam 31 is arranged offset in parallel with respect to the axis of rotation A of the dual mass flywheel.
  • the cams 31 interact on the one hand with a toothed ring 35 which is rigidly connected to the secondary flywheel 13 or integral is formed with this.
  • each cam 31 has a spur gear toothing 37, which meshes with the toothed ring 35.
  • each cam 31 cooperates with one end of a respective associated helical spring 39.
  • each cam 31 has an eccentric portion 41 (FIG. 3) which, in the case of a rotation of the cam 31 about the rotational axis B, causes compression of the respective helical spring 39, or - when rotated in the reverse direction of rotation - a relaxation of the respective helical spring 39 allows.
  • the coil springs 39 thus act as compression springs, and they are tangential with respect to the axis of rotation A of the dual mass flywheel, i. aligned in the circumferential direction.
  • the respective other end of the coil springs 39 is connected to a mounting portion 43 which is integrally formed on the primary flywheel 11.
  • the dual-mass flywheel also has a driver ring 45 which is rotatably mounted on the secondary flywheel 13 (or on the primary flywheel 11).
  • the driver ring 45 has four substantially radially inwardly (or radially outwardly) projecting driver wing 47.
  • Each of the driver wing 47 is disposed between the eccentric portion 41 of the cam 31 on the one hand and the deflectable end of the respective coil spring 39 on the other.
  • the respective driver blade 47 thus effects a frictionless mechanical coupling between the eccentric portion 41 on the one hand and the helical spring 39 on the other hand, this function advantageously being fulfilled for all the cams 31 together by a single component 45.
  • With- tangential wings 47 can be arranged elastically pivotable on the entrainment 45. However, this is not mandatory.
  • a rotational movement between the primary flywheel 11 and the secondary flywheel 13 means a rotational movement of the toothed ring 35 of the secondary flywheel 13 relative to the arranged on the primary flywheel 1 1 cam 31. Due to the engagement of the toothed ring 35 with the respective spur gear toothing 37 of the cams 31, these are driven to a respective rotational movement, so that different angular ranges of the respective eccentric portion 41 cooperate with the respective helical spring 39 via the associated driving wing 47. Thus, if the two flywheel masses 11, 13 are rotated starting from a rest position relative to each other, this means a synchronous deflection of all the coil springs 39 together, whereby a restoring moment is generated.
  • the respective eccentric section 41 of the cams 31 forms a control curve whose radius has a non-linear angular dependence with respect to the axis of rotation B of the cam 31.
  • a non-linear spring characteristic can be obtained in a particularly simple manner. never the overall system of coil spring 39, cam 31 and ring gear 35 can be adjusted.
  • the toothed ring 35 as well as the spur gear toothing 37 and the eccentric portion 41 of the cams 31 are configured in such a way that a reduction of the deflection movement of the respective helical spring 39 is effected relative to the explained rotational movement of the two flywheel masses 11, 13.
  • helical springs 39 with a comparatively stiff characteristic curve can be used, which can be designed to be correspondingly short.
  • FIG. 4 and 5 show a second embodiment of a dual-mass flywheel in which the reduction device 21 (FIG. 1) has four pivoting levers 51, which interact in pairs with two helical springs 53.
  • a respective pivot lever 51 is associated with a further pivot lever 51 ', wherein the two pivot levers 51, 51' of a pair of levers on a common pivot bearing 55 of the primary flywheel 11 are pivotally mounted about a common pivot axis C independently.
  • each pivot lever 51 On the one side with respect to the respective pivot bearing 55 each pivot lever 51 has a drive section 57 with a control track 59 formed thereon.
  • a drive roller 61 rotatably mounted on the secondary flywheel 13 (not shown in FIGS. 4 and 5) can move along the respective control track 59 to become one To cause pivoting movement of the respective pivot lever 51 or to allow a pivoting back of the pivot lever 51.
  • each pivot lever 51 On the other side of the respective pivot bearing 55, each pivot lever 51 has a deflection section 63 whose free end is connected to the respective screw spring 53. Said drive portion 57 thus forms a first lever arm, and said deflection portion 63 thus forms a second lever arm, these two lever arms are rigidly connected together and wherein the respective pivot bearing 55 is disposed between these two lever arms.
  • a rotational movement of the two flywheel masses 11, 13 relative to each other thus leads to a reduced deflection movement of the two coil springs 53, so that coil springs 53 can be used with a comparatively stiff characteristic for use and the two coil springs 53 may be formed correspondingly short ,
  • a particularly compact design results, in particular, in that the helical springs 53 with respect to the axis of rotation A of the two-mass Flywheel tangentially - ie in the circumferential direction - are arranged, wherein the pivot lever 51, 51 'are arranged in the circumferential direction between the coil springs 53.
  • the compact design also contributes to the fact that the respective pivot bearing 55 is arranged between the drive section 57 and the deflection section 63 of the pivoting levers 51, 51 '-thus in the middle.
  • the two coil springs 53 - as explained - are floating and are deflected depending on the direction of rotation of the two flywheel 11, 13 at one or the other respective end, so that the coil springs 53 for both directions of rotation Get used.
  • Fig. 6 shows another embodiment of a dual mass flywheel.
  • the transmission device which is also effective in this example as a reduction device 21, comprises three pivoting levers 51 "which are each mounted on a pivot bearing 55.
  • Each of the pivoting levers 51" has a drive section 57 "and a deflection section 63".
  • the respective drive section 57 “of the pivot lever 51” cooperates via a roller 65 with a control track 59 ", which is formed on an inner cam N, which is non-rotatably connected to the secondary flywheel 13.
  • the intermediate ring 69 corresponds functionally substantially to the driver ring 45, which has already been explained in connection with an alternative embodiment of the dual mass flywheel with reference to FIG.
  • the intermediate ring 69 also has driver wings 47, which in turn are in contact with one end of the coil springs 39.
  • the other end of the coil springs 39 is supported by means of effective edges 71 on the primary flywheel 11.
  • each pivot lever 51 is associated with two driver vanes 47 and two coil springs 39.
  • the coil springs 39 are arranged circumferentially one behind the other in space, they act as parallel elastic elements since the one spring end cooperates with the intermediate ring 69 and the other other respective spring end is supported on the primary flywheel 11. Derogation from the illustrated embodiment.
  • the coil springs 39 can be replaced by differently configured elastic elements, such as special springs, pressure cartridges, etc.
  • the coil springs 39 extend in a straight line between the driver vanes 47 and the active edges 71, whereby the helical spring 39 is less susceptible to deformations in the radial direction due to centrifugal forces occurring during operation of the dual mass flywheel. As a result, speed-dependent changes in the overall characteristic of the spring device can be reduced.
  • a relative rotation of the flywheel masses 11, 13 causes a deflection of the pivoting lever 51 ", which is transmitted via the intermediate ring 69 to the helical springs 39.
  • a modification of the characteristic curve is made depending on the angle of rotation the torsionally elastic coupling of the flywheels 11, 13 achieved.
  • the control track 59 "together with the pivot levers 51", the intermediate ring 69 and the coil springs 39 forms a mechanism having a variable, angle of rotation dependent overall characteristic.
  • the control track 59 ", the pivot levers 51” and the toothings 67 'of the intermediate ring 69 form a transmission device which transmits the relative rotational movement of the flywheel masses 11, 13 to the coil springs 39.
  • intermediate ring 69 eliminates the need for direct coupling of the deflection sections 63 "with the respective associated helical spring 39, with the result that the forces acting on the helical spring 39 the centrifugal forces are not transmitted to the pivoting lever 51 ", thus further reducing a speed-dependent falsification of the overall characteristic of the torsionally flexible coupling of the flywheel masses 11, 13.
  • an outer cam can also be provided.
  • the other functional elements for torsionally elastic coupling of the two flywheel masses 11, 13 are arranged correspondingly inverted in this case, so that a modification of the characteristic curve by a transmission device 21, 31, 51, 51 "from” radially outward to radially inward "takes place.
  • the transmission device also comprises three pivot levers 51 "which are respectively mounted on a pivot bearing 55.
  • Each of the pivot levers 51" has a drive section 57 "and a deflection section 63".
  • the respective drive portion 57 “of the pivot levers 51” cooperates via a roller 65 with a control track 59 "formed on an outer cam N" which is non-rotatably connected to the primary flywheel and coaxial with the axis of rotation A of the dual mass flywheel is arranged.
  • the pivot bearings 55 rotatably connected to the secondary flywheel 55 change their position relative to the outer cam N ".
  • the drive sections 57 "of the pivot levers 51" experience a deflection
  • the deflection sections 63 "of the pivoting levers 51" each have toothings 67 which interact with toothings 67 'which are formed on a radially inner intermediate ring 69.
  • the intermediate ring 69 functionally corresponds to the intermediate ring 69 according to FIG. 6.
  • the intermediate ring 69 is mounted in a floating manner about the axis of rotation of the dual-mass flywheel and is rotatable both relative to the primary flywheel and relative to the secondary flywheel mass.
  • the intermediate ring 69 has also in the embodiment of FIG. 7 driving wing 47, which in turn are in contact with one end of the coil springs 39.
  • the other end of the coil springs 39 is supported by means of effective edges 71 on the secondary flywheel.
  • control track 59 " By a suitable embodiment of the control track 59 ", a modification of the characteristic curve of the torsionally elastic coupling of the flywheels is achieved depending on the angle of rotation.
  • the control track 59 ", the pivot levers 51” and the toothings 67 'of the intermediate ring 69 form a transmission device which transmits the relative rotational movement of the flywheel masses to the coil springs 39.
  • the respective primary side and secondary side can also be reversed in the aforementioned embodiments.

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Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Zweimassenschwungrad für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, mit einer primären Schwungmasse und einer sekundären Schwungmasse (13), die über wenigstens eine Federeinrichtung (19, 39, 53) drehelastisch miteinander gekoppelt sind. Zwischen der Federeinrichtung und wenigstens einer der beiden Schwungmassen ist wenigstens eine Getriebeeinrichtung (21, 31, 51, 51' ') angeordnet, die bezüglich einer Drehbewegung der beiden Schwungmassen relativ zueinander eine Auslenkbewegung der Federeinrichtung (19, 39, 53) bewirkt, wobei eine Kennlinie der Federeinrichtung durch die Getriebeeinrichtung (21, 31, 51, 51' ') modifizierbar ist.

Description

Zwe imasse nschwungrad
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Zweimassenschwungrad für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, mit einer primären Schwungmasse und einer sekundären Schwungmasse, die über wenigstens eine Federeinrichtung drehelastisch miteinander gekoppelt sind.
Ein derartiges Zweimassenschwungrad dient in einem Kraftfahrzeug zum Zwischenspeichern von Bewegungsenergie während der Leertakte des Motors sowie zum Aufnehmen und Dämpfen von Drehschwingungen zwischen dem Motor und dem Antriebsstrang. Bei einem Fahrzeug mit Schaltgetriebe kann beispielsweise die primäre Schwungmasse drehfest mit einer Kurbelwelle des Motors verbunden werden, während die sekundäre Schwungmasse drehfest mit einer Kupplung des Schaltgetriebes verbunden wird. Drehschwingungen, die über die Kurbelwelle an die primäre Schwungmasse geleitet werden, werden dank der Federeinrichtung und einer eventuellen zusätzlichen Dämpfungseinrichtung nur abge- schwächt an die sekundäre Schwungmasse und somit an das Schaltgetriebe und den weiteren Antriebsstrang übertragen.
Bei bekannten Zweimassen Schwungrädern beansprucht die Federeinrichtung einen unerwünscht großen Bauraum, insbesondere wenn eine flache Federkennlinie mit einer entsprechend langen Feder realisiert werden soll. Auch erweist sich die üblicherweise lineare Federkennlinie der bekannten Zweimassenschwungräder nicht für alle Anwendungen als geeignet. Eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht daxin, ein Zweimassenschwungrad mit verringertem Platzbedarf für die Federeinrichtung zu schaffen. Außerdem soll auch die Realisierung einer nicht-linearen Federkennlinie möglich sein.
Diese Aufgabe wird durch ein Zweimassenschwungrad mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst, und insbesondere dadurch, dass zwischen der Federeinrichtung und wenigstens einer der beiden Schwungmassen wenigstens eine Getriebeeinrichtung angeordnet ist, die bezüglich einer Drehbewegung der beiden Schwungmassen relativ zueinander eine Auslenkbewegung der Federeinrichtung bewirkt, wobei eine Kennlinie der Federeinrichtung durch die Getriebeeinrichtung modifizierbar ist.
Bei dem erfindungsgemäßen Zweimassenschwungrad erfolgt die drehelas- tische Kopplung der beiden Schwungmassen über wenigstens eine Federeinrichtung und eine zugeordnete Getriebeeinrichtung. Eine Drehbewegung der beiden Schwungmassen relativ zueinander bewirkt eine Auslenkbewegung der Federeinrichtung bezüglich einer Ruhelage, so dass ein Rückstellmoment erzeugt wird. Im Falle einer derartigen Verdrehbewe- gung der beiden Schwungmassen bewirkt die Getriebeeinrichtung eine Auslenkbewegung der Federeinrichtung relativ zu der Verdrehbewegung der beiden Schwungmassen, so dass der Auslenkweg der Federeinrichtung beispielsweise geringer ist als der (einem Kreisbahnabschnitt entsprechende) Verdrehweg der beiden Schwungmassen am Ort der Feder- einrichtung.
Aufgrund der in diesem Fall auftretenden Untersetzungswirkung können für die Federeinrichtung vergleichsweise steife Federn verwendet werden, um dennoch eine flache globale Kennlinie oder Gesamtkennlinie - also eine flache Kennlinie des Gesamtsystems aus Federeinrichtung und Ge- triebeeinrichtung - darzustellen. Durch die Verwendbarkeit steiferer Federn wird der für die Federeinrichtung benötigte Bauraum verringert, da steifere Federn generell kürzer ausgeführt sein können. Vorzugsweise besitzt die Federeinrichtung zumindest ein elastisches Element, insbeson- dere eine als Druckfeder wirkende Schraubenfeder, die bezüglich der Drehachse des Zweimassenschwungrades tangential - d.h. in Umfangs- richtung - angeordnet ist.
Grundsätzlich ist es möglich, dass die Getriebeeinrichtung eine Überset- zung ins Schnelle, ins Langsame oder keine Übersetzung bewirkt.
Ein weiterer Vorteil dieses Zweimassenschwungrades besteht darin, dass bei Bedarf mittels der Getriebeeinrichtung zugleich eine nicht-lineare globale Federkennlinie/ Gesamtkennlinie realisiert werden kann, um die Schwingungscharakteristik des Zweimassenschwungrades optimal an die jeweilige Anwendung anzupassen. Hierfür ist es lediglich erforderlich, dass die Getriebeeinrichtung eine Auslenkbewegung der Federeinrichtung gemäß einer nicht-linearen Gesamtkennlinie bewirkt. Beispielsweise kann die Getriebeeinrichtung eine Steuerkurve und ein entlang der Steuerkurve verfahrbares Gegenelement (z.B. Wälzlager oder Gleitlager) aufweisen, um gemäß dem Verlauf der Steuerkurve eine nicht- lineare Kennlinie der Untersetzung/Übersetzung zu realisieren.
Eine nicht-lineare Kennlinie kann beispielsweise dadurch erzeugt werden, dass die vorgenannte Steuerbahn einen entlang der Steuerbahn variierenden Krümmungsradius besitzt.
Außerdem kann die Getriebeeinrichtung durch eine austauschbare Baueinheit gebildet sein, so dass nach einem Baukasten-Prinzip das Zwei- massenschwungrad allein durch Austausch der Getriebeeinrichtung an unterschiedliche Anwendungen angepasst werden kann. Die Schwingungscharakteristik des Zweimassenschwungrades ist somit allein durch Austauschen der Getriebeeinrichtung auf verschiedene Anwendungen einstellbar.
Vorzugsweise weist die Federeinrichtung zwei Enden auf, wobei die Federeinrichtung lediglich an den zwei Enden gehalten ist und zwischen den zwei Enden im Wesentlichen geradlinig ausgerichtet ist. Die Verwendung von geradlinigen elastischen Elementen - z.B. Federn oder Druckpatronen - hat den Vorteil, dass sich diese bei Betrieb des Zweimassenschwungrads im Gegensatz zu Bogenfedern nicht radial außenseitig an einem Gehäuseelement des Zweimassenschwungrads abstützen, wodurch das Entstehen unerwünschter drehzahlabhängiger Reibmomente vermieden wird.
Es kann vorgesehen sein, dass die Getriebeeinrichtung mit der Federeinrichtung über ein Zwischenelement zusammenwirkt, das bezüglich der Drehachse des Zweimassenschwungrads drehbar gelagert ist, um auf die Federeinrichtung wirkende Zentrifugalkräfte aufzunehmen. Mit anderen Worten ist das Zwischenelement in vermittelnder Position zwischen der Getriebeeinrichtung und der Federeinrichtung angeordnet, wobei der Begriff „vermittelnde Position" in diesem Zusammenhang funktionell und nicht zwingend räumlich zu sehen ist. Das Zwischenelement ist zweckmäßigerweise nur in einer Drehrichtung beweglich. Insbesondere ist das Zwischenelement schwimmend um die Drehachse des Zweimassen- Schwungrades gelagert und sowohl relativ zu der primären Schwungmasse als auch relativ zu der sekundären Schwungmasse drehbeweglich.
Es können auch mehrere Zwischenelemente vorgesehen sein, die beispielsweise in Umfangsrichtung in einzelnen Winkelsegmenten unabhän- gig voneinander wirksam sind. Es ist allerdings bevorzugt, wenn das Zwi- schenelement als ein geschlossener Ring ausgebildet ist. Bei einem derartigen ringförmigen Zwischenelement kompensieren sich die auf das Zwischenelement wirkenden Zentrifugalkräfte, wodurch dieses nur unwesentlich nach radial außen abgestützt werden muss und unerwünschte Rei- bungseffekte vermieden werden können. Ein derartiges Zwischenelement kann auch als eine Ringplatte ausgebildet sein, die radial innerhalb der Federeinrichtung in einer Zentralebene des Zweimassenschwungrads angeordnet ist. Dies erleichtert die Zentrierung des Zwischenelements zusätzlich.
Das Zwischenelement kann zumindest einen Mitnehmerabschnitt aufweisen, der mit der Federeinrichtung zusammenwirkt. Alternativ oder zusätzlich kann das Zwischenelement zumindest einen Betätigungsabschnitt aufweisen, der mit der Getriebeeinrichtung zusammenwirkt.
Die Kopplung der Getriebeeinrichtung mit dem Zwischenelement kann beispielsweise über eine Verzahnung - eventuell sogar mit nur einem einzigen Zahn -, eine Rolle oder einen Gleitschuh in Verbindung mit einer Kurvenbahn oder eine Kulissenführung erfolgen.
Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform besitzt die Getriebeeinrichtung wenigstens einen Hebel, der an einer der beiden Schwungmassen (z.B. primäre Schwungmasse) schwenkbar angelenkt ist, wobei der Hebel einen Antriebsabschnitt aufweist, der mit der anderen der beiden Schwungmassen (z.B. sekundäre Schwungmasse) zusammenwirkt, um bei einer Drehbewegung der beiden Schwungmassen relativ zueinander den Hebel zu einer Schwenkbewegung anzutreiben. Der genannte Hebel besitzt ferner einen Auslenkabschnitt, der mit der Federeinrichtung zusammenwirkt, um bei einer Schwenkbewegung des Hebels eine Auslenkbewegung der Federeinrichtung zu bewirken. Durch eine derartige Ausgestaltung und Anordnung eines Hebels kann eine besonders einfache und wirkungsvolle Untersetzung/ Übersetzung der Auslenkbewegung der Federeinrichtung aufgrund einer Verdrehbewegung der beiden Schwungmassen realisiert werden.
Die vorstehend beschriebene Steuerkurve kann an einem Außennocken oder an einem Innennocken ausgebildet sein, der drehfest bezüglich einer der Schwungmassen angeordnet ist. Die Kopplung zwischen der Getriebeeinrichtung und dem Außen- bzw. Innennocken kann beispielsweise über eine Rolle oder einen Gleitschuh in Verbindung mit einer Kurvenbahn, ein Zahnrad in Verbindung mit einer Zahnkurve oder eine Kulissenführung erfolgen. Der genannte Außennocken oder Innennocken ist insbesondere koaxial zu der der Drehachse des Zweimassen Schwungrades angeordnet.
Das Zusammenwirken des genannten Hebels mit der anderen der beiden Schwungmassen (z.B. sekundäre Schwungmasse) kann insbesondere über eine Steuerbahn und ein hiermit zusammenwirkendes Antriebselement erfolgen. Beispielsweise kann der Antriebsabschnitt des Hebels eine Steuerbahn aufweisen, während die genannte andere der beiden Schwung- massen ein Antriebselement (z.B. Kugellager, Rolle oder Gleitschuh) aufweist, das entlang der Steuerbahn verfahrbar ist, so dass bei einer Drehbewegung der beiden Schwungmassen relativ zueinander der Hebel zu der erläuterten Schwenkbewegung angetrieben wird.
Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform besitzt die Getriebeeinrichtung einen Nocken, der an einer der beiden Schwungmassen (z.B. primäre Schwungmasse) drehbar gelagert ist, wobei der Nocken einen Antriebsabschnitt aufweist, der mit der anderen der beiden Schwungmassen (z.B. sekundäre Schwungmasse) zusammenwirkt, um bei einer Drehbewegung der beiden Schwungmassen relativ zueinander den Nocken zu einer Dreh- bewegung anzutreiben. Der genannte Nocken besitzt einen Exzenterabschnitt, der mit der Federeinrichtung zusammenwirkt, um bei einer Drehbewegung des Nockens die erläuterte Auslenkbewegung der Federeinrichtung zu bewirken. Hierdurch kann die erläuterte Untersetzung oder Übersetzung der Auslenkbewegung in besonders kompakter Bauform realisiert werden. Insbesondere ist die Drehachse des genannten Nockens bezüglich der Drehachse des Zweimassenschwungrades parallel versetzt.
Das Zusammenwirken des Nockens mit der genannten anderen der beiden Schwungmassen kann durch jeweilige Außenverzahnungen verwirklicht werden. Insbesondere kann der Antriebsabschnitt des Nockens eine Stirnradverzahnung besitzen, die mit einer Außenverzahnung eines Ringabschnitts der anderen der beiden Schwungmassen (z.B. sekundäre Schwungmasse) kämmt. Hierdurch können auch besonders einfach meh- rere Nocken synchron zueinander mit der genannten anderen der beiden Schwungmassen gekoppelt werden.
Eine nicht-lineare Auslenkungscharakteristik kann bei dieser Ausführungsform beispielsweise dadurch bewirkt werden, dass der Exzente- rabschnitt des Nockens eine Steuerkurve bildet, wobei eine nicht-lineare Winkelabhängigkeit des Radius der Steuerkurve vorgesehen ist.
Weitere Ausführungsformen der Erfindung sind in den Unteransprüchen genannt.
Die Erfindung wird nachfolgend lediglich beispielhaft unter Bezugnahme auf die Zeichnungen erläutert.
Fig. 1 zeigt ein Zweimassenschwungrad in einer schemati- sehen Seitenansicht. Fig. 2 zeigt Teile eines Zweimassenschwungrades gemäß einer ersten Ausführungsform in einer Frontansicht.
Fig. 3 zeigt Teile der ersten Ausführungsform in einer Rückansicht.
Fig. 4a und 4b zeigen Teile eines Zweimassenschwungrades gemäß einer zweiten Ausführungsform in einer Ruhelage in ei- ner Frontansicht bzw. einer Perspektivansicht.
Fig. 5a und 5b zeigen Teile der zweiten Ausführungsform in einer Verdrehlage in einer Frontansicht bzw. in einer Perspektivansicht,
Fig. 6 zeigt Teile eines Zweimassenschwungrades gemäß einer dritten Ausführungsform in einer Frontansicht.
Fig. 1 zeigt schematisch ein Zweimassenschwungrad mit einer primären Schwungmasse 11 und einer sekundären Schwungmasse 13, die um eine gemeinsame Drehachse A drehbar gelagert sind. Die primäre Schwungmasse 11 ist beispielsweise über einen Zahnkranz 15 mit einem Ausgangselement eines Motors eines Kraftfahrzeugs drehwirksam verbunden. Anstelle des Zahnkranzes 15 kann beispielsweise auch ein Befestigungs- flansch oder eine Steckverzahnung vorgesehen sein. Die sekundäre
Schwungmasse 13 ist beispielsweise über einen Befestigungsflansch 17 mit einer Kupplung eines Schaltgetriebes oder mit einem Drehmomentwandler eines Automatikgetriebes verbunden, wobei alternativ auch eine Verbindung mittels einer Steckverzahnung oder eine einstückige Ausbil- düng vorgesehen sein kann. Das Zweimassenschwungrad dient in an sich bekannter Weise zum Aufnehmen und Dämpfen von drehelastischen Schwingungen. Hierfür sind die beiden Schwungmassen 11, 13 über eine Federeinrichtung 19 dreh- elastisch miteinander gekoppelt, d.h. die beiden Schwungmassen 11, 13 können sich relativ zueinander verdrehen, wobei eine derartige Drehbewegung ausgehend von einer Ruhelage eine Auslenkbewegung der Federeinrichtung 19 bewirkt, so dass die Federeinrichtung 19 ein Rückstellmoment erzeugt.
Zwischen der Federeinrichtung 19 und der sekundären Schwungmasse 13 ist eine hier als Untersetzungseinrichtung 21 wirksame Getriebeeinrichtung angeordnet, d.h. die Federeinrichtung 19 ist mit einem Ende an einem Befestigungsabschnitt 23 der primären Schwungmasse 11 befestigt und mit dem anderen Ende an der Untersetzungseinrichtung 21 befestigt oder angelenkt. Die Untersetzungseinrichtung 21 ist in Figur 1 schematisch als ein Hebel dargestellt, der an einem Lagerabschnitt 25 der primären Schwungmasse 11 innerhalb einer Normalebene zu der Drehachse A schwenkbar gelagert ist und im Falle einer Drehbewegung der primären Schwungmasse 11 und der sekundären Schwungmasse 13 relativ zueinander mittels eines Antriebszapfens 27 der sekundären Schwungmasse 13 betätigt wird.
Die Untersetzungseinrichtung 21 ist dergestalt konfiguriert, dass sie im Falle einer Drehbewegung der beiden Schwungmassen 11, 13 relativ zueinander eine Untersetzung der genannten Auslenkbewegung der Federeinrichtung 19 bewirkt, und zwar bezogen auf den Verdreh weg der beiden Schwungmassen 11, 13 relativ zueinander. Hierdurch kann die Federeinrichtung 19 als Druckfeder mit vergleichsweise hoher Steifigkeit ausgebil- det sein, die sich mit einer vorteilhaft kurzen Baulänge realisieren lässt. Die Federeinrichtung 19 nimmt somit nur einen geringen Bauraum in Anspruch. Gleichwohl ist die globale Federkennlinie des gezeigten Zweimassenschwungrades - also die sich aus dem Zusammenwirken der Federeinrichtung 19 mit der Untersetzungseinrichtung 21 ergebende Feder- kennlinie - aufgrund der Untersetzungswirkung der Untersetzungseinrichtung 21 relativ flach im Vergleich zu der Kennlinie allein der Federeinrichtung 19. Mittels der Untersetzungseinrichtung 21 lässt sich zudem eine nicht-lineare globale Federkennlinie des Zweimassenschwungrads einstellen.
Es ist darauf hinzuweisen, dass vorstehend zwar lediglich von einer Untersetzungswirkung zwischen der Federeinrichtung 19 und der sekundären Schwungmasse 13 die Rede ist. Allerdings kann für bestimmte Anwendungen auch eine neutrale Übertragung der Auslenkbewegung - oder gar eine Übersetzungswirkung - vorteilhaft sein, so dass die Untersetzungseinrichtung 21 ganz allgemein als Getriebeeinrichtung aufgefasst werden kann.
Nachfolgend werden beispielhaft mögliche Ausführungsformen eines er- findungsgemäßen Zweimassenschwungrads näher erläutert.
Fig. 2 und 3 zeigen eine erste Ausführungsform eines Zweimassenschwungrades, bei der die Untersetzungseinrichtung 21 (Fig. 1) durch vier Nocken 31 realisiert ist, die in gleichmäßiger Teilung über den Umfang des Zweimassenschwungrades verteilt angeordnet sind. Jeder Nocken 31 ist mittels eines zugeordneten Zapfens 33 an der primären Schwungmasse 11 drehbar gelagert, wobei die Drehachse B des Nockens 31 bezüglich der Drehachse A des Zweimassenschwungrades parallel versetzt angeordnet ist. Die Nocken 31 wirken zum einen mit einem Zahnring 35 zusammen, der mit der sekundären Schwungmasse 13 starr verbunden oder integral mit dieser ausgebildet ist. Hierfür besitzt jeder Nocken 31 eine Stirnradverzahnung 37, die mit dem Zahnring 35 kämmt. Durch eine Drehbewegung der sekundären Schwungmasse 13 relativ zu der primären Schwungmasse 11 können die Nocken 31 somit synchron zu einer Rotati- on um die jeweilige Drehachse B angetrieben werden.
Zum anderen wirkt jeder Nocken 31 mit einem Ende einer jeweils zugeordneten Schraubenfeder 39 zusammen. Hierfür besitzt jeder Nocken 31 einen Exzenterabschnitt 41 (Fig. 3), der im Falle einer Rotation des No- ckens 31 um die Drehachse B eine Komprimierung der jeweiligen Schraubenfeder 39 bewirkt, oder - bei Rotation im umgekehrten Drehsinn - eine Entspannung der jeweiligen Schraubenfeder 39 ermöglicht. Die Schraubenfedern 39 wirken somit als Druckfedern, und sie sind bezüglich der Drehachse A des Zweimassenschwungrades tangential, d.h. in Umfangs- richtung ausgerichtet. Das jeweilige andere Ende der Schraubenfedern 39 ist mit einem Befestigungsabschnitt 43 verbunden, der an der primären Schwungmasse 11 angeformt ist.
Das Zweimassenschwungrad besitzt ferner einen Mitnehmerring 45, der an der sekundären Schwungmasse 13 (oder an der primären Schwungmasse 11) drehbar gelagert ist. Der Mitnehmerring 45 besitzt vier im Wesentlichen radial nach innen (oder radial nach außen) abstehende Mitnehmerflügel 47. Jeder der Mitnehmerflügel 47 ist zwischen dem Exzenterabschnitt 41 eines der Nocken 31 einerseits und dem auslenkbaren Ende der jeweiligen Schraubenfeder 39 andererseits angeordnet. Der jeweilige Mitnehmerflügel 47 bewirkt somit eine reibarme mechanische Kopplung zwischen dem Exzenterabschnitt 41 einerseits und der Schraubenfeder 39 andererseits, wobei diese Funktion vorteilhafterweise für sämtliche Nocken 31 gemeinsam durch ein einziges Bauteil 45 erfüllt wird. Die Mit- nehmerflügel 47 können elastisch verschwenkbar an dem Mitnehmeπϊng 45 angeordnet sein. Dies ist jedoch nicht zwingend erforderlich.
Nachfolgend wird die Funktionsweise der genannten ersten Ausführungs- form erläutert: Eine Verdrehbewegung zwischen der primären Schwungmasse 11 und der sekundären Schwungmasse 13 bedeutet eine Drehbewegung des Zahnrings 35 der sekundären Schwungmasse 13 relativ zu den an der primären Schwungmasse 1 1 angeordneten Nocken 31. Aufgrund des Eingriffs des Zahnrings 35 mit der jeweiligen Stirnradverzah- nung 37 der Nocken 31 werden diese zu einer jeweiligen Drehbewegung angetrieben, so dass unterschiedliche Winkelbereiche des jeweiligen Exzenterabschnitts 41 über den zugeordneten Mitnehmerflügel 47 mit der jeweiligen Schraubenfeder 39 zusammenwirken. Sofern also die beiden Schwungmassen 11, 13 ausgehend von einer Ruhelage relativ zueinander verdreht werden, bedeutet dies eine synchrone Auslenkung aller Schraubenfedern 39 gemeinsam, wodurch ein Rückstellmoment erzeugt wird.
Da die Exzenterabschnitte 41 der Nocken 31 spiegelsymmetrisch ausgebildet sind und da in der Ruhelage des Zweimassenschwungrades - wie in Fig. 3 ersichtlich ist - der Winkelbereich des jeweiligen Exzenterabschnitts 41 mit dem geringsten Radius an der zugeordneten Schraubenfeder 39 anliegt, wird bei einer Verdrehung der beiden Schwungmassen 11, 13 in den beiden möglichen Drehrichtungen ein jeweiliges Rückstellmoment erzeugt.
Besonders vorteilhaft ist es, wenn der jeweilige Exzenterabschnitt 41 der Nocken 31 eine Steuerkurve bildet, deren Radius bezüglich der Drehachse B des Nockens 31 eine nicht-lineare Winkelabhängigkeit besitzt. Hierdurch kann auf besonders einfache Weise eine nicht-lineare Federkennli- nie des Gesamtsystems aus Schraubenfeder 39, Nocken 31 und Zahnring 35 eingestellt werden.
Der Zahnring 35 sowie die Stirnradverzahnung 37 und der Exzenter- abschnitt 41 der Nocken 31 sind dergestalt konfiguriert, dass bezüglich der erläuterten Drehbewegung der beiden Schwungmassen 11, 13 relativ zueinander eine Untersetzung der Auslenkbewegung der jeweiligen Schraubenfeder 39 bewirkt wird. Hierdurch können Schraubenfedern 39 mit einer vergleichsweise steifen Kennlinie zum Einsatz gelangen, die ent- sprechend kurz ausgebildet sein können. Dies ermöglicht es, die Schraubenfedern 39, Nocken 31 und Anschlagabschnitte 43 in Umfangsrichtung hintereinander anzuordnen, so dass sich eine sehr kompakte Bauweise ergibt, wie aus den Figuren 2 und 3 ohne Weiteres ersichtlich ist, wobei zusätzlich eine nicht-lineare Federkennlinie des Gesamtsystems einge- stellt werden kann, wie vorstehend erläutert.
Fig. 4 und 5 zeigen eine zweite Ausführungsform eines Zweimassenschwungrades, bei der die Untersetzungseinrichtung 21 (Fig. 1) vier Schwenkhebel 51 aufweist, die paarweise mit zwei Schraubenfedern 53 zusammenwirken. Hierbei ist einem jeweiligen Schwenkhebel 51 ein weiterer Schwenkhebel 51 ' zugeordnet, wobei die beiden Schwenkhebel 51, 51' eines Hebelpaars an einem gemeinsamen Schwenklager 55 der primären Schwungmasse 11 unabhängig voneinander um eine gemeinsame Schwenkachse C schwenkbar gelagert sind.
Auf der einen Seite bezüglich des jeweiligen Schwenklagers 55 besitzt jeder Schwenkhebel 51 einen Antriebsabschnitt 57 mit einer daran ausgebildeten Steuerbahn 59. Eine an der sekundären Schwungmasse 13 (in Fig. 4 und 5 nicht gezeigt) drehbar gelagerte Antriebsrolle 61 kann entlang der jeweiligen Steuerbahn 59 verfahren werden, um hierdurch eine Schwenkbewegung des jeweiligen Schwenkhebels 51 zu bewirken oder ein Zurückschwenken des Schwenkhebels 51 zu gestatten. Auf der anderen Seite des jeweiligen Schwenklagers 55 besitzt jeder Schwenkhebel 51 einen Auslenkabschnitt 63, dessen freies Ende mit der jeweiligen Schrau- benfeder 53 verbunden ist. Der genannte Antriebsabschnitt 57 bildet somit einen ersten Hebelarm, und der genannte Auslenkabschnitt 63 bildet somit einen zweiten Hebelarm, wobei diese beiden Hebelarme starr miteinander verbunden sind und wobei das jeweilige Schwenklager 55 zwischen diesen beiden Hebelarmen angeordnet ist.
Entsprechendes gilt für den genannten jeweils zugeordneten Schwenkhebel 51', d.h. dieser besitzt ebenfalls einen Antriebsabschnitt 57' mit Steuerbahn 59' und einen Auslenkabschnitt 63'. Bezüglich der Darstellung in Fig. 4 und 5 ist zu beachten, dass der jeweilige Antriebsabschnitt 57, 57' und der jeweilige Auslenkabschnitt 63, 63' der Schwenkhebel 51 bzw. 51' in unterschiedlichen Ebenen angeordnet sind.
Nachfolgend wird die Funktionsweise der genannten zweiten Ausführungsform gemäß Fig. 4 und 5 erläutert: In der Ruhelage des Zweimas- sen Schwungrades gemäß Fig. 4a und 4b sind die beiden als Druckfedern wirkenden Schraubenfedern 53 maximal entspannt, wobei die Auslenkabschnitte 63, 63' der Schwenkhebel 51, 51', an denen die Enden der Schraubenfedern 53 befestigt sind, an jeweiligen Anschlagabschnitten (nicht gezeigt) der primären Schwungmasse 11 anliegen. Wenn nun - be- zogen auf die Darstellung gemäß Fig. 4a und 4b - die sekundäre
Schwungmasse relativ zu der primären Schwungmasse 11 entgegen dem Uhrzeigersinn gedreht wird, bedeutet dies, dass die an der sekundären Schwungmasse 13 gelagerten Antriebsrollen 61 um die Drehachse A des Zweimassenschwungrades geschwenkt werden und hierbei entlang der jeweiligen Steuerbahn 59 der beiden Schwenkhebel 51 abrollen. Hier- durch werden die Schwenkhebel 51 allmählich um die jeweilige Schwenkachse C verschwenkt, so dass der jeweilige Auslenkabschnitt 63 die zugeordnete Schraubenfeder 53 komprimiert. Das jeweils andere Ende der betreffenden Schraubenfeder 53 behält hierbei seine Position bei, da die- ses Federende - wie vorstehend erläutert - über den Auslenkabschnitt 63' des zugeordneten Schwenkhebels 51' an einem Anschlagabschnitt der primären Schwungmasse 11 anliegt. Durch das erläuterte Komprimieren der Schraubenfedern 53 wird somit ein zunehmendes Rückstellmoment erzeugt. Die maximale Verdreh Stellung der beiden Schwungmassen 11, 13 und somit die maximale Komprimierung der Schraubenfedern 53 sind in den Figuren 5a und 5b gezeigt.
Es versteht sich, dass ausgehend von der Ruhelage gemäß Fig. 4a und 4b auch eine Verdrehung der beiden Schwungmassen 11, 13 im umgekehr- ten Drehsinn erfolgen kann. In diesem Fall werden die beiden Schwenkhebel 51' verschwenkt, während die Schwenkhebel 51 ihre Lage beibehalten. Für beide Drehrichtungen wird das jeweilige Rückstellmoment mittels der beiden Schraubenfedern 53 erzeugt, wobei diese schwimmend gelagert sind und entweder das eine oder das andere jeweilige Ende ausgelenkt wird.
Auch bei der erläuterten zweiten Ausführungsform führt eine Drehbewegung der beiden Schwungmassen 11, 13 relativ zueinander somit zu einer untersetzten Auslenkbewegung der beiden Schraubenfedern 53, so dass Schraubenfedern 53 mit einer vergleichsweise steifen Kennlinie zum Einsatz gelangen können und die beiden Schraubenfedern 53 entsprechend kurz ausgebildet sein können.
Eine besonders kompakte Bauform ergibt sich insbesondere dadurch, dass die Schraubenfedern 53 bezüglich der Drehachse A des Zweimassen- Schwungrades tangential - d.h. in Umfangsrichtung - angeordnet sind, wobei die Schwenkhebel 51, 51' in Umfangsrichtung zwischen den Schraubenfedern 53 angeordnet sind. Zu der kompakten Bauform trägt auch bei, dass das jeweilige Schwenklager 55 zwischen dem Antriebsab- schnitt 57 und dem Auslenkabschnitt 63 der Schwenkhebel 51, 51' - also mittig - angeordnet ist. Von Vorteil in diesem Zusammenhang ist auch, dass die beiden Schraubenfedern 53 - wie erläutert - schwimmend gelagert sind und je nach Drehsinn der beiden Schwungmassen 11, 13 an dem einen oder dem anderen jeweiligen Ende ausgelenkt werden, so dass die Schraubenfedern 53 für beide Drehrichtungen zum Einsatz gelangen.
Da jeweils ein Schwenkhebel 51 und ein Schwenkhebel 51' an einem gemeinsamen Schwenklager 55 gelagert sind, ergeben sich ein zusätzlicher Bauraumvorteil sowie ein verringerter Herstellungsaufwand.
Zu der zweiten Ausführungsform gemäß Fig. 4 und 5 ist noch anzumerken, dass auch hier die jeweilige Steuerbahn 59, 59' der Schwenkhebel 51, 51' derart ausgebildet sein kann, dass eine nicht- lineare globale Federkennlinie des Zweimassenschwungrades realisiert ist.
Fig. 6 zeigt eine weitere Ausführungsform eines Zweimassen Schwungrades. Bei dieser Ausführungsform umfasst die auch in diesem Beispiel als Untersetzungseinrichtung 21 wirksame Getriebeeinrichtung drei Schwenkhebel 51", die jeweils an einem Schwenklager 55 gelagert sind. Jeder der Schwenkhebel 51" weist einen Antriebsabschnitt 57" und einen Auslenkabschnitt 63" auf. Um zu verhindern, dass bei Betrieb des Zweimassenschwungrades die unmittelbar auf die Schwenkhebel 51 " wirkenden Zentrifugalkräfte Kippmomente hervorrufen, sind diese ausbalanciert, d.h. der Schwerpunkt der Schwenkhebel 51" fällt im Wesentlichen mit der Schwenkachse C des jeweiligen Schwenklagers 55 zusammen. Der jeweilige Antriebsabschnitt 57" der Schwenkhebel 51" wirkt über eine Rolle 65 mit einer Steuerbahn 59" zusammen, die an einem Innennocken N ausgebildet ist, der drehfest mit der sekundären Schwungmasse 13 verbunden ist.
Bei einer relativen Verdrehung der Schwungmassen 11, 13 zueinander, verändern die mit der primären Schwungmasse 11 drehfest verbundenen Schwenklager 55 ihre Position relativ zu dem Innennocken N. Durch die in Umfangsrichtung variierende Ausgestaltung der Steuerbahn 59" erfahren die Antriebsabschnitte 57" der Schwenkhebel 51 " eine Auslenkung, die auf die Auslenkabschnitte 63" übertragen wird. Die Auslenkabschnitte 63" weisen jeweils Verzahnungen 67 auf, die mit Verzahnungen 67' zusammenwirken, die an einem Zwischenring 69 ausgebildet sind.
Der Zwischenring 69 entspricht funktionell im Wesentlichen dem Mitnehmerring 45, der bereits in Zusammenhang mit einer alternativen Ausführungsform des Zweimassenschwungrades anhand von Fig. 3 erläutert wurde. Der Zwischenring 69 weist ebenfalls Mitnehmerflügel 47 auf, die wiederum mit einem Ende der Schraubenfedern 39 in Kontakt stehen.
Das andere Ende der Schraubenfedern 39 stützt sich über Wirkkanten 71 an der primären Schwungmasse 11 ab.
Bei der dargestellten Ausführungsform sind jedem Schwenkhebel 51" zwei Mitnehmerflügel 47 und zwei Schraubenfedern 39 zugeordnet. Obwohl die Schraubenfedern 39 in Umfangsrichtung räumlich gesehen hintereinander angeordnet sind, wirken sie wie parallel geschaltete elastische Elemente, da das eine jeweilige Federende mit dem Zwischenring 69 zusammenwirkt und das andere jeweilige Federende sich an der primären Schwungmasse 11 abstützt. Abweichend von der dargestellten Ausfüh- rungsform kann auch lediglich eine Schraubenfeder 39 je Schwenkhebel 51" vorgesehen sein. Es soll zudem nicht unerwähnt bleiben, dass die Schraubenfedern 39 durch andersartig ausgestaltete elastische Elemente, wie beispielsweise Sonderfedern, Druckpatronen, etc. ersetzt werden kön- nen.
Die Schraubenfedern 39 erstrecken sich geradlinig zwischen den Mitneh- merflügeln 47 und den Wirkkanten 71 , wodurch die Schraubenfeder 39 weniger anfällig für Verformungen in radialer Richtung aufgrund von im Betrieb des Zweimassenschwungrades auftretenden Zentrifugalkräften sind. Dadurch können drehzahlabhängige Veränderungen der Gesamtkennlinie der Federeinrichtung verringert werden.
Wie vorstehend bereits kurz erläutert, bewirkt eine relative Verdrehung der Schwungmassen 11, 13 eine Auslenkung der Schwenkhebel 51", die über den Zwischenring 69 auf die Schraubenfedern 39 übertragen wird. Durch eine geeignete Ausgestaltung der Steuerbahn 59" wird eine ver- drehwinkelabhängige Modifikation der Kennlinie der drehelastischen Kopplung der Schwungmassen 11, 13 erreicht. Mit anderen Worten bildet die Steuerbahn 59" zusammen mit den Schwenkhebeln 51", dem Zwischenring 69 und den Schraubenfedern 39 einen Mechanismus, der eine variable, verdrehwinkelabhängige Gesamtkennlinie aufweist. Die Steuerbahn 59", die Schwenkhebel 51" und die Verzahnungen 67' des Zwischenrings 69 bilden dabei eine Getriebeeinrichtung, die die relative Verdrehbe- wegung der Schwungmassen 11, 13 auf die Schraubenfedern 39 überträgt.
Durch die Verwendung des Zwischenrings 69 entfällt eine direkte Kopplung der Auslenkabschnitte 63" mit der jeweils zugeordneten Schrauben- feder 39, was zur Folge hat, dass die auf die Schraubenfeder 39 wirken- den Zentrifugalkräfte nicht auf den Schwenkhebel 51" übertragen werden. Somit wird eine drehzahlabhängige Verfälschung der Gesamtkennlinie der drehelastischen Kopplung der Schwungmassen 11, 13 weiter reduziert.
Grundsätzlich ist es möglich, dass anstelle eines allen Schwenkhebeln 51" gemeinsamen Zwischenrings 69 einzelne Zwischenelemente vorzusehen, die jeweils einem Schwenkhebel 51" zugeordnet sind. In diesem Fall wird allerdings nicht der Effekt der Selbstabstützung der auf die Zwischenelemente wirkenden Zentrifugalkräfte erreicht. Die Verwendung einzelner Zwischenelemente kann allerdings bei bestimmten Anwendungen und/oder bei bestimmten konstruktiven Vorgaben vorteilhaft sein.
Anstelle der in Fig. 6 dargestellten Variante eines Zweimassenschwungrads mit Innennocken M kann auch ein Außennocken vorgesehen sein. Die weiteren Funktionselemente zur drehelastischen Kopplung der beiden Schwungmassen 11, 13 sind in diesem Fall entsprechend invertiert angeordnet, so dass eine Modifizierung der Kennlinie durch eine Getriebeeinrichtung 21, 31, 51, 51" von "radial außen nach radial innen" erfolgt.
Dies ist in Fig. 7 gezeigt. Auch bei der Ausführungsform gemäß Fig. 7 umfasst die Getriebeeinrichtung drei Schwenkhebel 51", die jeweils an einem Schwenklager 55 gelagert sind. Jeder der Schwenkhebel 51 " weist einen Antriebsabschnitt 57" und einen Auslenkabschnitt 63" auf. Ausgleichsabschnitte 73" verhindern unerwünschte Kippmomente aufgrund von Zentrifugalkräften. Der jeweilige Antriebsabschnitt 57" der Schwenkhebel 51" wirkt über eine Rolle 65 mit einer Steuerbahn 59" zusammen, die an einem Außennocken N" ausgebildet ist, der drehfest mit der primären Schwungmasse verbunden und koaxial zu der Drehachse A des Zweimassenschwungrades angeordnet ist. Bei einer relativen Verdrehung der Schwungmassen zueinander, verändern die mit der sekundären Schwungmasse drehfest verbundenen Schwenklager 55 ihre Position relativ zu dem Außennocken N". Durch die in Umfangsrichtung variierende Ausgestaltung der Steuerbahn 59" erfah- ren die Antriebsabschnitte 57" der Schwenkhebel 51" eine Auslenkung, die auf die Auslenkabschnitte 63" übertragen wird. Die Auslenkabschnitte 63" der Schwenkhebel 51" weisen jeweils Verzahnungen 67 auf, die mit Verzahnungen 67' zusammenwirken, die an einem hier radial innen liegenden Zwischenring 69 ausgebildet sind.
Der Zwischenring 69 gemäß Fig. 7 entspricht funktionell dem Zwischenring 69 gemäß Fig. 6. Der Zwischenring 69 ist schwimmend um die Drehachse des Zweimassenschwungrades gelagert und sowohl relativ zu der primären Schwungmasse als auch relativ zu der sekundären Schwung- masse drehbeweglich. Der Zwischenring 69 weist auch bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 7 Mitnehmerflügel 47 auf, die wiederum mit einem Ende der Schraubenfedern 39 in Kontakt stehen. Das andere Ende der Schraubenfedern 39 stützt sich über Wirkkanten 71 an der sekundären Schwungmasse ab.
Durch eine geeignete Ausgestaltung der Steuerbahn 59" wird eine ver- drehwinkelabhängige Modifikation der Kennlinie der drehelastischen Kopplung der Schwungmassen erreicht. Mit anderen Worten bildet die Steuerbahn 59" zusammen mit den Schwenkhebeln 51", dem Zwischen- ring 69 und den Schraubenfedern 39 einen Mechanismus, der eine variable, verdrehwinkelabhängige Gesamtkennlinie aufweist. Die Steuerbahn 59", die Schwenkhebel 51" und die Verzahnungen 67' des Zwischenrings 69 bilden dabei eine Getriebeeinrichtung, die die relative Verdrehbewegung der Schwungmassen auf die Schraubenfedern 39 überträgt. Selbstverständlich können bei den vorgenannten Ausführungsbeispielen die jeweilige Primärseite und Sekundärseite auch vertauscht sein.
Bezugszeichenliste
1 1 primäre Schwungmasse
13 sekundäre Schwungmasse
15 Zahnkranz
17 Befestigungsflansch
19 Federeinrichtung
21 Untersetzungseinrichtung
23 Befestigungsabschnitt
25 Lagerab schnitt
27 Antriebszapfen
31 Nocken
33 Zapfen
35 Zahnring
37 Stirnradverzahnung
39 Schraubenfeder
41 Exzenterabschnitt
43 Befestigungsabschnitt
45 Mitnehmerring
47 Mitnehmerflügel
51, 51', 51" Schwenkhebel
53 Schraubenfeder
55 Schwenklager
57, 57', 57" Antrieb sab schnitt
59, 59', 59" Steuerbahn
61 Antriebsrolle 63, 63', 63" Auslenkabschnitt
65 Rolle
67, 67' Verzahnung
69 Zwischenring 71 Wirkkante
73" Ausgleichsabschnitt
A Drehachse des Zweimassenschwungrades
B Drehachse des Nockens 31
C Schwenkachse des Schwenkhebels 51, 51', 51" N Innennocken
N" Außennocken

Claims

Patentansprüche
1. Zweimassenschwungrad für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, mit einer primären Schwungmasse (11) und einer sekundären Schwungmasse (13), die über wenigstens eine Federeinrichtung (19, 39, 53) drehelastisch miteinander gekoppelt sind, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen der Federeinrichtung und wenigstens einer der beiden Schwungmassen wenigstens eine Getriebeeinrichtung (21, 31, 51, 51") angeordnet ist, die bezüglich einer Drehbewegung der beiden Schwungmassen relativ zueinander eine Auslenkbewegung der Federeinrichtung (19, 39, 53) bewirkt, wobei eine Kennlinie der Federeinrichtung (19, 39, 53) durch die Getriebeein - richtung (21, 31, 51, 51") modifizierbar ist.
2. Zweimassenschwungrad nach Anspruch 1, wobei die Getriebeeinrichtung (21, 31, 51, 51") eine Auslenkbewegung der Federeinrichtung (19, 39, 53) gemäß einer nicht-linearen Gesamtkennlinie be- wirkt.
3. Zweimassenschwungrad nach Anspruch 2, wobei die Getriebeeinrichtung (31, 51, 51") eine Steuerkurve (41, 59, 59") und ein entlang der Steuerkurve verfahrbares Gegenelement (47, 61, 65) aufweist, um die nicht-lineare Gesamtkennlinie zu bewirken.
4. Zweimassenschwungrad nach Anspruch 3, wobei die Steuerkurve (59, 59', 59") einen entlang der Steuerkurve variierenden Krümmungsradius aufweist.
5. Zweimassenschwungrad nach einem der vorstehenden Ansprüche, wobei die Getriebeeinrichtung (21, 31, 51, 51") durch eine austauschbare Baueinheit gebildet ist.
6. Zweimassenschwungrad nach einem der vorstehenden Ansprüche, wobei die Federeinrichtung zumindest ein elastisches Element, insbesondere eine Schraubenfeder (39, 53) aufweist, die bezüglich der Drehachse (A) des Zweimassenschwungrads tangential angeordnet ist.
7. Zweimassenschwungrad nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei die Federeinrichtung (39, 53) zwei Enden aufweist, wobei die Federeinrichtung (39, 53) lediglich an den zwei Enden gehalten ist und zwischen den zwei Enden im Wesentlichen ge- radlinig ausgerichtet ist.
8. Zweimassenschwungrad nach einem der vorstehenden Ansprüche, wobei die Getriebeeinrichtung (31, 51") mit der Federeinrichtung (39) über ein Zwischenelement (45, 69) zusammenwirkt, das bezüg- lieh der Drehachse (A) des Zweimassenschwungrads drehbar gelagert ist.
9. Zweimassenschwungrad nach Anspruch 8, wobei das Zwischenelement (45, 69) schwimmend gelagert ist.
10. Zweimassenschwungrad nach einem der Ansprüche 8 oder 9, wobei das Zwischenelement (45, 69) als ein geschlossener Ring ausgebildet ist.
11. Zweimassenschwungrad nach zumindest einem der Ansprüche 8 bis
10, wobei das Zwischenelement (45, 69) zumindest einen Mitnehmerabschnitt (47) aufweist, der mit der Federeinrichtung (39) zusammenwirkt.
12. Zweimassenschwungrad nach zumindest einem der Ansprüche 8 bis
11, wobei das Zwischenelement (45, 69) zumindest einen Betätigungsabschnitt (41, 67*) aufweist, der mit der Getriebeeinrichtung (51") zusammenwirkt.
13. Zweimassenschwungrad nach Anspruch 11 und 12, wobei jedem Betätigungsabschnitt (67^ des Zwischenelements (69) zwei Mitnehmerabschnitte (47) zugeordnet sind, die mit einem jeweiligen elastischen Element (39) der Federeinrichtung zusammenwirken.
14. Zweimassenschwungrad nach zumindest einem der Ansprüche 3 bis 13, wobei die Steuerkurve an einem Außennocken (N") oder einem Innennocken (N) ausgebildet ist, der drehfest bezüglich einer der Schwungmassen angeordnet ist.
15. Zweimassenschwungrad nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei die Getriebeeinrichtung einen Hebel (51, 51', 51") aufweist, der an einer der beiden Schwungmassen (11; 13) schwenkbar angelenkt ist, wobei der Hebel einen Antriebsabschnitt (57, 57', 57") aufweist, der mit der anderen der beiden Schwungmassen (13; 11) zusammenwirkt, um bei einer Drehbewegung der beiden Schwungmassen relativ zueinander den Hebel zu einer Schwenkbewegung anzutreiben, und wobei der Hebel (51, 51', 51") einen Auslenkabschnitt (63, 63', 63") aufweist, der mittelbar oder unmittelbar mit der Federeinrichtung (39, 53) zusammenwirkt, um bei einer Schwenkbewegung eine Auslenkbewegung der Federeinrichtung zu bewirken.
16. Zweimassenschwungrad nach Anspruch 15, wobei der Hebel (51, 51') über ein Schwenklager (55) an der einen der beiden Schwungmassen (11; 13) angelenkt ist, wobei das Schwenklager zwischen dem Antriebsabschnitt (57, 57', 57") und dem Auslenkabschnitt (63, 63', 63") des Hebels angeordnet ist.
17. Zweimassenschwungrad nach Anspruch 15 oder 16, wobei mehrere Hebel (51, 51') vorgesehen sind, von denen jeweils zwei Hebel über ein gemeinsames Schwenklager (55) an der einen der beiden Schwungmassen (11; 13) angelenkt sind.
18. Zweimassenschwungrad nach zumindest einem der Ansprüche 15 bis 17, wobei die Federeinrichtung (53) zwei auslenkbare Enden aufweist, wobei jedem der beiden Enden der Federeinrichtung ein Hebel (51, 51') und ein Anschlagabschnitt zugeordnet sind, der an der einen der beiden Schwungmassen (11; 13) starr angeordnet ist.
19. Zweimassenschwungrad nach zumindest einem der Ansprüche 15 bis 18, wobei die Federeinrichtung (53) schwimmend gelagert ist und je nach Drehsinn der Drehbewegung der beiden Schwungmassen (11, 13) relativ zueinander an dem einen Ende oder dem ande- ren Ende auslenkbar ist.
20. Zweimassenschwungrad nach einem der Ansprüche 15 bis 19, wobei der Antriebsabschnitt (57, 57') des Hebels (51, 51') eine Steuerbahn (59, 59') aufweist, und wobei die andere der beiden Schwung- massen (13; 11) ein Antriebselement (61) aufweist, das entlang der Steuerbahn verfahrbar ist, um bei einer Drehbewegung der beiden Schwungmassen relativ zueinander den Schwenkhebel zu der Schwenkbewegung anzutreiben.
21. Zweimassenschwungrad nach einem der Ansprüche 15 bis 20, wobei der Antriebsabschnitt (57") des Hebels (51") mit einer Steuerkurve (59") an einem Außennocken (N") oder einem Innennocken (N) zusammenwirkt, der drehfest bezüglich der anderen der beiden Schwungmassen angeordnet ist.
22. Zweimassenschwungrad nach einem der Ansprüche 15 bis 21, wobei der Hebel (51") dergestalt ausbalanciert ist, dass der Schwerpunkt des Hebels (51") mit seiner Schwenkachse (C) zusammenfällt.
23. Zweimassenschwungrad nach einem der Ansprüche 1 bis 13, wobei die Getriebeeinrichtung einen Nocken (31) aufweist, der an einer (11) der beiden Schwungmassen drehbar gelagert ist, wobei der Nocken einen Antriebsabschnitt (37) aufweist, der mit der anderen (13) der beiden Schwungmassen zusammenwirkt, um bei einer Drehbe- wegung der beiden Schwungmassen relativ zueinander den Nocken zu einer Drehbewegung anzutreiben, und wobei der Nocken (31) einen Exzenterabschnitt (41) aufweist, der mit der Federeinrichtung (39) zusammenwirkt, um bei einer Drehbewegung des Nockens eine Auslenkbewegung der Federeinrichtung zu bewirken.
24. Zweimassenschwungrad nach Anspruch 23, wobei die Drehachse (B) des Nockens bezüglich der Drehachse (A) des Zweimassenschwungrades parallel versetzt ist.
25. Zweimassenschwungrad nach Anspruch 23 oder 24, wobei der Antriebsabschnitt des Nockens (31) eine Stirnradverzahnung (37) aufweist, die mit einer Außenverzahnung (35) der anderen (13) der beiden Schwungmassen kämmt.
26. Zweimassenschwungrad nach zumindest einem der Ansprüche 23 bis 25, wobei entlang des Umfangs der einen (11) der beiden Schwungmassen mehrere Federeinrichtungen (39) und zugeordnete Nocken (31) angeordnet sind, wobei das Zweimassenschwungrad ei- nen drehbar gelagerten Mitnehmerring (45) aufweist, der eine der
Anzahl der Federeinrichtungen entsprechende Anzahl von Mitnehmerabschnitten (47) aufweist, wobei jeder Mitnehmerabschnitt zwischen einer der Federeinrichtungen (39) und dem Exzenterabschnitt (41) des jeweils zugeordneten Nockens (31) angeordnet ist.
27. Zweimassenschwungrad nach einem der Ansprüche 23 bis 26, wobei der Exzenterabschnitt (41) des Nockens (31) eine Steuerkurve bildet, und wobei die Abhängigkeit des Radius der Steuerkurve von dem Verdrehwinkel des Nockens nicht-linear ist.
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