WO2009062479A1 - Drehmomentwandler mit turbinen-massentilger und betriebsverfahren - Google Patents

Drehmomentwandler mit turbinen-massentilger und betriebsverfahren Download PDF

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Michael Swank
Patrick Lindemann
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LuK Lamellen und Kupplungsbau GmbH
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LuK Lamellen und Kupplungsbau GmbH
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Definitions

  • the invention relates generally to torque converters, and more particularly to a torque converter having a turbine configured as a tuned mass purger.
  • Torque converters generally include a mechanical clutch to bypass the hydrodynamic circuit and thereby reduce fuel consumption.
  • a torsion isolator is incorporated in the torque converter clutch to reduce the transmission of torsional vibrations from the engine to the transmission.
  • the performance of the insulator is improved when its spring constant is reduced.
  • One way to reduce the spring rate is to use multiple sets of springs in a series arrangement.
  • the movable flange has a significant inertia and its location in the torque path between groups of concentric springs introduces a degree of freedom (flange mode) that causes discomfort in the powertrain in some vehicles.
  • Maienschein introduces a leaf spring to achieve a desired amount of friction torque to absorb the energy of the flange mode.
  • the addition of friction degrades the performance of the isolator at all frequencies except the flange mode frequency.
  • the mass of the turbine increases the secondary inertia, i. the inertia, which is located after the outer damper stage in the torque path to counteract torsional vibrations of the engine and to reduce the vibrations that are transmitted to the drive train.
  • the addition of inertia from the turbine to the cover plates or the moveable flange lowers the resonant frequency of the moveable flange, and in some vehicles outside the drive range.
  • the resonance frequency in other vehicles remains in the driving range and causes unpleasant vibrations in the drive train.
  • the present invention generally includes a torque converter having a first damper stage, a second damper stage, a moveable flange connecting the first and second damper stages with respect to rotation, an inertia member, and a tuned torsional damper.
  • the torsion damper connects the inertia element and the flange.
  • the inertia element is a turbine.
  • the first damper stage is a radially outer damper stage and the second damper stage is a radially inner damper stage.
  • the torsion damper generates a friction torque under rotation.
  • the torsional damper comprises an elastic member having a linear zero torque passage.
  • the elastic element is a helical spring.
  • the elastic member has a torsionally elastic plate.
  • the plate can be firmly connected to the flange and the turbine.
  • the plate and the flange may each have an axial offset, wherein the offset of the plate is less than the offset of the flange.
  • the movement of the torsion damper is between 2 degrees and 20 degrees. In another embodiment, the movement is between 6 degrees and 10 degrees.
  • the entire rotational movement of the torsion damper is limited by a connection with play between the inertia element and the flange.
  • the connection with play is a rivet disposed in a slot in the flange or in a splined connection.
  • the present invention also generally includes a torque converter including: a radially outer first damper stage; a radially inner second damper stage; a movable flange having a first axially offset portion, the flange rotatably connecting the first and second damper stages; a turbine; and a torsionally elastic plate having a linear zero torque passage and a second axially offset portion fixedly connected to the turbine and the flange.
  • the first offset position is axially offset further than the second offset position, and the contact between the first and second offset positions generates a friction torque as the torsional damper is rotated.
  • the present invention also includes a method of operating a torque converter, comprising the steps of: receiving a torque in a first damper stage; Transmitting the torque from the first damper stage to a movable flange; Transmitting the torque from the movable flange to a second damper stage; and connecting an inertia member to the flange through a tuned torsional damper to suppress resonance of the flange.
  • the method includes the step of tuning the torsional damper to relieve a high frequency peak by adjusting the spring constant and friction of the damper to the flange.
  • the friction is between 5 Nm and 20 Nm, or the spring constant is calculated to shift the resonance of the inertia member to a point below the downhill driving range.
  • the inertia element is a turbine of the torque converter.
  • the total torsion of the torsion damper is between 2 degrees and 20 degrees.
  • the rotation is between 6 and 10 degrees.
  • Fig. 1 is a diagram of a damper assembly according to the present invention
  • Fig. 2 is an upper half of a torque converter cross section, the one
  • Embodiment of the damper configuration of Fig. 1 represents;
  • Fig. 3 is a diagram of a simulated differential reaction for various
  • FIG. 1 is a schematic illustration of the damper assembly 100 according to the present invention.
  • FIG. 2 is the upper half of a torque converter cross section illustrating one embodiment of the damper assembly in FIG. 1.
  • FIG. 2 is the upper half of a torque converter cross section illustrating one embodiment of the damper assembly in FIG. 1.
  • FIG. 3 is a plot of a simulated differential response for various damper arrangements in conjunction with a 6-cylinder diesel engine, although other engine arrangements (4-cylinder, 5-cylinder, 8-cylinder, gasoline engine, etc.) and speeds are also possible. The following will be seen with reference to FIGS. 1 to 3.
  • Fig. 1 the moments of inertia are shown as blocks, although the relative size of the blocks is not necessarily related to the moment of inertia of the components.
  • the engine 101 is fixedly coupled to the torque converter housing 102.
  • the torque converter clutch 104 and the fluid circuit 106 are shown schematically as parallel torque paths extending from the housing 102.
  • the clutch 104 connects the piston plate 108 to the housing 102 when engaged.
  • the spring 110 couples the movable flange 112 to the torsion elastic piston plate 108.
  • the spring 114 elastically couples the output hub 116 to the flange 112.
  • the inertia member 118 is coupled to the flange 112 by the compliant member 120 and the damper member 122.
  • the element 122 may be any type of damper element known in the art, such as a friction element or a hydraulic element.
  • the element 120 may be any compliant element known in the art. In the following discussion, a spring is used as the compliant element.
  • the inertia element 118 is a turbine of the fluid
  • Other embodiments include an additional inertia element, in which case the symbolic connection 124 between the inertia element 118 and the fluid circuit 106 is eliminated.
  • the member 126 limits the compression of the member 120 and the movement of the damper 122.
  • the force stored in the member 120 is generally substantially less than the driving force of the engine 100.
  • the fluid circuit 106 transmits torque from the motor 101 via the connection 124 to the inertia member 118 and the member 120.
  • the movement limiter 126 limits the amount of force applied to the member 120 to increase the life.
  • the spring 120 is configured to displace the resonant frequency of the turbine to a point just below the minimum speed where the clutch engages.
  • the lowest engine speed at which the clutch engages may be referred to as the lower speed limit.
  • the desired turbine resonance speed may be 955 rpm (47.75 Hz for a 6-cylinder engine) assuming that the minimum speed for under-speed driving is 1000 rpm.
  • the spring constant can be calculated using the following equation:
  • the spring constant k should be set to 3150.5 Nm / rad (55 Nm / °) for a low-speed travel limit of 1000 rpm.
  • the spring 120 introduces an additional degree of freedom into the vibration system and divides the resonance frequency of the movable flange into two resonance frequencies. Tuning spring 120 moves the lower resonant frequency out of the normal operating range, but the higher resonant frequency may still be in the operating range, eg, as shown for line 340 in FIG. 3.
  • the damper element 122 is designed to damp the higher resonant frequency. Frictional damping is commonly used for element 122, although other types of damping (fluid, rubber, etc.) may also be used. Friction values from 5 Nm to 20 Nm are typical. the increased torque fluctuations require more friction than petrol engines. Element 122 attenuates the higher resonance without significantly degrading the isolator performance at the other frequencies, such as for line 350 as shown in FIG.
  • the torque converter assembly 200 includes a pump 202 and a cover 204 (analogous to the cover 102 in FIG. 1).
  • the lid 204 is attached to the flex plate 206 with tabs 208.
  • the flexplate 206 receives torque from a motor (not shown) through attachment with connectors 210.
  • Torque from the pump 202 is transmitted to the turbine 212 and deflected by the stator 214.
  • the converter 200 also includes a damper 216. Turbine torque is transmitted to the input shaft 218 through the damper 216.
  • the clutch 220 bypasses the fluid circuit generated by the pump 202, the turbine 212 and the stator 214 to reduce fuel consumption. That is, the coupling 220 connects the lid 204 directly to the damper.
  • the damper 216 has a damper stage 222 (analogous to 110 in FIG. 1), damper stage 224 (analogous to 114 in FIG. 1) and a movable flange 226 (analogous to the flange 112 in FIG. 1) including the stages 222 and 224 rotatably connects.
  • non-rotatable connection it is meant that torque received by the stage 222 is transmitted from the flange to the stage 224 and vice versa.
  • the movable flange 226 has a cover plate 228 and a cover plate 230.
  • damper stage 222 is a radially outer damper stage and damper stage 224 is a radially inner damper stage.
  • steps 222 and 224 are axially adjacent to a similar radius.
  • the damper 216 has a tuned torsion damper 232 (analogous to the element 120 in FIG. 1) that rotatably connects the turbine 212 to the flange 226. Although the turbine 212 is shown, the damper 232 may rotationally connect any inertia element that is not coupled with respect to rotation when the clutch 104 is engaged. In a preferred embodiment, the damper 232 includes any component known in the art having a linear zero torque transition. That is, when the element is switched from the positive torque to the negative torque, the spring constant at the zero crossing is linear. In other words, the zero torque passage is linear when the twisting of the damper 232 is changed from a first rotational direction to a second opposite rotational direction.
  • the damper 232 comprises a coil spring.
  • damper 232 has a rotationally resilient plate.
  • the torsionally flexible plate may have annular rings for attachment to the turbine 212 and the flange 226, and thin feet which connect the rings while permitting screwing.
  • the feet are integrally formed to form an S-curve, similar to that in commonly owned US Patent Application No. 60 / 876,317 (US Provisional, filed Dec.
  • the damper 232 is fixedly attached to the turbine 212 and flange 226, eg, through rivets 234 and 236, respectively ,
  • the damper 232 and the flange 226 may have an axial offset 238 between the attachment locations.
  • the offset in the damper 232 is less than the offset in the flange 226 in the free state, i. the flange is located in Fig. 2 farther left than the damper.
  • the offset in the damper 232 is greater so that the mounting locations are close to the locations of attachment of the flange 226 so that rivets 236 can be mounted.
  • the cover plate 228 has the area of the flange 226 with the offset 238.
  • the force of the damper 232 on the flange 226 in the direction 239 creates friction (analogous to the lid 122 in FIG. 1) to dampen the irregularities of rotation as the damper 232 rotates.
  • the twisting of the splined connection 240 is limited, which has a spacing rivet 234 and a slot 242 in the flange 226. Therefore, the turbine 212 and damper 232 may rotate a predetermined angular amount before engaging the flange 226.
  • the predetermined distance is between 2 degrees and 20 degrees. More specifically, the distance may also be limited between 6 degrees and 10.
  • the total twist of the torsion damper 232 is limited by a spline connection with play.
  • engine torque is transferred to the cover 204 through the flexplate 206.
  • the piston plate 244 receives torque from the cover 204 via the leaf spring 246.
  • the piston 244 is sealed from the input shaft 218 with the seal 248 and allows the piston 244 to close the clutch 220 and transmit torque to the plate 250 when the fluid pressure in the chamber 251 is high enough.
  • the plate 250 transmits torque to the cover plate 252 through the spline connection 254.
  • the rivet 56 connects the cover plate 252 to the cover plate 258.
  • the plates 252 and 258 drive the spring 260, which applies torque to the movable flange 226.
  • the plates 228 and 230 of the flange 226 compress the spring 262, which drives the input shaft 218 via the spline connection 264 on the output flange 266.
  • the torsional damper 232 allows the inertia of the turbine 212 to oscillate relative to the flange 226.
  • the damper 232 and the turbine 212 are riveted to the turbine hub 268.
  • the bore 270 in the flange 266 provides clearance for a riveting tool to compress the rivet 234.
  • the enlarged head portion 272 of the rivet 234 prevents the cover plate 228 from moving axially while still allowing the plate 228 to move in the direction of rotation during torsion damper 232 torsion.
  • the hub 268 is centered on the flange 266.
  • the bearings 274 and 276 control the axial movement of the components in the transducer 200.
  • the spline connection 254 limits the axial movement of the plate 252.
  • the rivet connection 256 determines the axial arrangement of the plate 228 and the turbine 212 and the hub 268 with the rivet 234.
  • the Paragraph 278 controls the axial movement of the flange 266 relative to the hub 268.
  • Fig. 3 the engine speed is plotted on the abscissa and on the ordinate, the peak fluctuations of the rotational speed of the differential are plotted.
  • the differential response measured as peak speed variation, is plotted against engine speed for various damper arrangements.
  • a typical diesel engine can operate between 800 rpm and 3500 rpm with the torque converter clutch engaging at a speed that may be 1000 rpm in the lowest case. Larger peak fluctuations are more likely to cause unwanted vibration and affect the driver.
  • the dotted line 310 depicts the differential response of a drive train having a series damper without friction on the turbine.
  • line 310 partially indicates a resonance point due to the inertia of the movable flange about 1900 rpm.
  • Dotted line 320 represents the reaction when friction is added to the damper of line 310.
  • the tip is eliminated at 900 rpm, the isolation is reduced at engine speeds above and below the point of resonance, as the larger variations show.
  • line 320 is above the line 310 for speed values below about 1500 and above 2500 RPM.
  • the dotted line 330 depicts the reaction of a drive train with a double damper assembly.
  • An additional inertia of the turbine causes a lower resonance point than the turbine series damper (about 1000 rpm), but the resonance is still in the normal operating range of this engine and would cause unpleasant vibrations.
  • Dashed line 340 depicts the response of a drive train to a frictional damper assembly, a so-called “turbine stirrer” in accordance with the present invention
  • the turbine stirrer is tuned to a speed of 955 RPM
  • the free flange resonance The lower resonance point 342 is below the usual driving range at an engine speed of approximately 750 rpm, and the resonance point 344 is at a speed of approximately 2600 rpm, so that the position 344 is still within the driving range of this
  • engine and powertrain placement can be significantly reduced if friction is added, as shown by the dotted line 350.
  • the damper friction causes a slight reduction in insulator performance at low speeds, but reduces the resonance at location 344.
  • the present invention also includes a method of operating a torque converter. Although the method is described as a series of steps for purposes of clarity, it does not specify an order of steps unless explicitly stated.
  • a first step absorbs torque in a first damper stage.
  • a second step transfers the torque from the first damper stage to a movable flange.
  • a third step transfers the torque from the movable flange to a second damper stage.
  • a fourth step combines an inertia element with the Flange through a tuned torsion damper to prevent resonance of the flange.
  • the fifth step adjusts the torsional damper to lower a high frequency peak by adjusting the spring constant and the friction of the damper with the flange.
  • the friction is between 5 Nm and 20 Nm or the spring constant is calculated to set the resonance of the inertia element to a point below the limit for jerk-free operation.
  • the inertia element is a turbine of the torque converter.
  • the total torsion of the torsion damper is between 2 degrees and 20 degrees.
  • the rotation is between 6 degrees and 10 degrees.

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Abstract

Drehmomentwandler, der Folgendes aufweist: eine erste Dämpferstufe (110,-222); eine zweite Dämpferstufe (114;224); einen beweglichen Flansch (112;226), der die erste und die zweite Dämpferstufe drehfest verbindet; ein Massenträgheitselement (118;212); und einen abgestimmten Torsionsdämpfer (120;122;232). Der Torsionsdämpfer verbindet das Massenträgheitselement und den Flansch. In einer bevorzugten Ausführungsform ist das Massenträgheitselement eine Turbine. In einer Ausführungsform ist die erste Dämpferstufe eine radial äußere Dämpferstufe und die zweite Dämpferstufe ist eine radial innere Dämpferstufe. In einer anderen Ausführungsform erzeugt der Torsionsdämpfer ein Reibmoment, wenn er sich dreht.

Description

DREHMOMENTWANDLER MIT TURBINEN-MASSENTILGER UND BETRIEBSVERFAHREN
Die Erfindung bezieht sich allgemein auf Drehmomentwandler und genauer auf einen Drehmomentwandler mit einer Turbine, die als abgestimmter Massentilger ausgebildet ist.
Drehmomentwandler beinhalten allgemein eine mechanische Kupplung um den hydrodynamischen Kreislauf zu umgehen und damit den Kraftstoffverbrauch zu verringern. Oft ist ein Torsionsisolator in die Drehmomentwandlerkupplung eingebaut um die Übertragung von Drehschwingungen von dem Motor auf das Getriebe zu verringern. Die Leistung des Isolators wird verbessert, wenn seine Federkonstante reduziert wird. Ein Weg um die Federkonstante zu reduzieren ist es, mehrere Sätze von Federn in einer Reihenanordnung zu verwenden.
Das im gleichen Eigentum befindliche U.S. Patent Nr. 6,244,401 (erteilt am 12Juni 2001 an Maienschein et al. für eine „KRAFTÜBERTRAGUNGS-VORRICHTUNG"), welches hier vollumfänglich einbezogen wird, legt einen Drehmomentwandler mit einem „Turbinen- Reihendämpfer" offen, der einen Eingangsbereich aufweist, der sich im Eingriff mit der Turbine befindet. Der Dämpfer weist eine erste Dämpferstufe und eine zweite Dämpferstufe auf. In Fig. 2, stellt ein Zwischenstück oder ein beweglicher Flansch das Ausgangsteil der ersten Dämpferstufe dar und hält zusammen mit einem sich radial erstreckenden flanschförmigen Teil, der mit dem Zwischenstück verbunden ist, die Energiespeichervorrichtungen der zweiten Dämpferstufe.
Der bewegliche Flansch weist eine beträchtliche Massenträgheit auf und seine Anordnung in dem Drehmomentpfad zwischen Gruppen konzentrischer Federn führt einen Freiheitsgrad (Flanschmodus) ein, der in manchen Fahrzeugen unangenehme Vibrationen im Antriebsstrang hervorruft. Maienschein führt eine Blattfeder ein um eine gewünschte Menge von Reibmoment zu erreichen um die Energie des Flanschmodus aufzunehmen. Leider verschlechtert das Hinzufügen von Reibung die Leistung des Isolators auf allen Frequenzen außer der Flanschmodusfrequenz.
Die im gleichen Eigentum befindliche U.S. Patentanmeldung Nr. 7,083,029 (erteilt am 11. August 2006 an Seebacher et al. für eine „LEISTUNGS-ÜBERTRAGUNGSVORRICHTUNG MIT FLUIDISCHER KOPPLUNG"), welche hier vollumfänglich einbezogen wird, legt einen Drehmomentwandler offen, der einen „doppelten Dämpfer" mit zwei Dämpferstufen aufweist, insbesondere eine radiale Innenstufe und eine radiale Außenstufe. Ein Läufer oder eine Turbine ist fest mit dem Träger verbunden, welcher im Gegenzug an zwei Scheiben oder Deckelplatten befestigt ist. Die Deckelplatten bilden das Eingangsteil der radial inneren Dämpferstufe.
Die Masse der Turbine erhöht die sekundäre Massenträgheit, d.h. die Massenträgheit, welche nach der äußeren Dämpferstufe im Drehmomentpfad angeordnet ist, um Drehschwingungen des Motors entgegenzuwirken und die Schwingungen zu verringern, die an den Antriebsstrang übertragen werden. Gleichfalls, senkt das Hinzufügen von Massenträgheit von der Turbine zu den Deckelplatten oder dem beweglichen Flansch die Resonanzfrequenz des beweglichen Flansches ab, und in einigen Fahrzeugen außerhalb des Fahrbereichs. Leider bleibt die Resonanzfrequenz in anderen Fahrzeugen im Fahrbereich und verursacht unangenehme Schwingungen im Antriebsstrang.
Daher gibt es seit langem einen Bedarf für eine verbesserte Drehmomentwandlerkonstruktion, wobei ein Flanschmodus ohne die Verwendung von Reibung verringert wird. Es gibt auch seit langem einen Bedarf für eine verbesserte Drehmomentwandlerkonstruktion, wobei die Übertragung von Drehschwingungen des Motors ohne Erzeugen von unangenehmen Schwingungen im Antriebsstrang verringert wird.
Die vorliegende Erfindung weist allgemein einen Drehmomentwandler auf, der eine erste Dämpferstufe, eine zweite Dämpferstufe, einen beweglichen Flansch, der die erste und die zweite Dämpferstufe in Bezug auf Drehung verbindet, ein Massenträgheitselement und einen abgestimmten Torsionsdämpfer aufweist. Der Torsionsdämpfer verbindet das Massenträgheitselement und den Flansch. In einer bevorzugten Ausführungsform ist das Massenträgheitselement eine Turbine. In einer Ausführungsform ist die erste Dämpferstufe eine radial äußere Dämpferstufe und die zweite Dämpferstufe ist eine radial innere Dämpferstufe. In einer anderen Ausführungsform erzeugt der Torsionsdämpfer unter Drehung ein Reibmoment.
In einer anderen Ausführungsform weist der Torsionsdämpfer ein elastisches Element mit einem linearen Nulldrehmomentdurchgang auf. In einer weiteren Ausführungsform ist das elastische Element eine Schraubenfeder. In anderen Ausführungsformen weist das elastische Element eine in Torsionsrichtung elastische Platte auf. Die Platte kann fest mit dem Flansch und der Turbine verbunden werden. Die Platte und der Flansch können jeweils einen axialen Versatz aufweisen, wobei der Versatz der Platte geringer ist als der Versatz des Flansches. In einer Ausführungsform liegt die Bewegung des Torsionsdämpfers zwischen 2 Grad und 20 Grad. In einer anderen Ausführungsform liegt die Bewegung zwischen 6 Grad und 10 Grad. In einer anderen Ausführungsform ist die gesamte Drehbewegung des Torsionsdämpfers durch eine Verbindung mit Spiel zwischen dem Massenträgheitselement und dem Flansch begrenzt. In noch einer anderen Ausführungsform ist die Verbindung mit Spiel ein Niet, der in einem Schlitz in dem Flansch oder in einer Keilwellenverbindung angeordnet ist.
Die vorliegende Erfindung weist allgemein auch einen Drehmomentwandler auf, der Folgendes aufweist: eine radial äußere erste Dämpferstufe; eine radial innere zweite Dämpferstufe; einen beweglichen Flansch mit einem ersten axial abgesetzten Bereich, wobei der Flansch die erste und die zweite Dämpferstufe drehfest verbindet; eine Turbine; und eine in Bezug auf Torsion elastische Platte mit einem linearen Nulldrehmomentdurchgang und einem zweiten axial abgesetzten Bereich, der fest mit der Turbine und dem Flansch verbunden ist. Die erste Versatzposition ist axial weiter abgesetzt als die zweite Versatzposition und die Berührung zwischen der ersten und der zweiten Versatzposition erzeugt ein Reibmoment wenn der Torsionsdämpfer gedreht wird.
Die vorliegende Erfindung weist auch ein Verfahren zum Betrieb eines Drehmomentwandlers auf, welches die folgenden Schritte aufweist: Aufnehmen eines Drehmoments in einer ersten Dämpferstufe; Übertragen des Drehmoments von der ersten Dämpferstufe auf einen beweglichen Flansch; Übertragen des Drehmoments von dem beweglichen Flansch auf eine zweite Dämpferstufe; und Verbinden eines Massenträgheitselements mit dem Flansch durch einen abgestimmten Torsionsdämpfer, um eine Resonanz des Flansches zu unterdrücken. In einer Ausführungsform weist das Verfahren den Schritt des Abstimmens des Torsionsdämpfers auf um eine Hochfrequenzspitze dadurch abzubauen, dass die Federkonstante und die Reibung des Dämpfers an den Flansch angepasst werden. In einer Ausführungsform liegt die Reibung zwischen 5 Nm und 20 Nm, oder die Federkonstante wird so berechnet, dass sie die Resonanz des Massenträgheitselements an einen Punkt unterhalb des untertourigen Fahrbereichs verschiebt.
In einer Ausführungsform ist das Massenträgheitselement eine Turbine des Drehmomentwandlers. In einer anderen Ausführungsform liegt die gesamte Verdrehung des Torsionsdämpfers zwischen 2 Grad und 20 Grad. In einer weiteren Ausführungsform liegt die Verdrehung zwischen 6 und 10 Grad. Es ist ein allgemeines Ziel der vorliegenden Erfindung eine verbesserte Konstruktion für einen Drehmomentwandler zur Verfügung zu stellen, womit der Flanschmodus abgesenkt wird. Es ist auch ein Ziel der Erfindung eine verbesserte Drehmomentwandlerkonstruktion zur Verfügung zu stellen, wobei die Übertragung von Torsionsschwingungen des Motors verringert wird ohne unangenehme Schwingungen im Antriebsstrang hervorzurufen.
Diese und andere Ziele und Vorzüge der vorliegenden Erfindung werden aus der nun folgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsformen der Erfindung und aus den beigefügte Zeichnungen und Ansprüchen ersichtlich.
Die Art und Betriebsweise der vorliegenden Erfindung wird nun in der folgenden ausführlichen Beschreibung genauer erläutert, insbesondere wenn diese mit Bezug auf die beigefügten Zeichnungen gelesen wird. Darin zeigt:
Fig. 1 ein Schema einer Dämpferanordnung gemäß der vorliegenden Erfindung;
Fig. 2 eine obere Hälfte eines Drehmomentwandler Querschnitts, die eine
Ausführungsform der Dämpferkonfiguration von Fig. 1 darstellt; und
Fig. 3 ein Diagramm einer simulierten Differenzialreaktion für verschiedene
Dämpferanordnungen mit einem 6-Zylinder Dieselmotor.
AUSFÜHRLICHE BESCHREIBUNG DER ERFINDUNG
Eingangs ist festzuhalten, dass gleiche Bezugszahlen in verschiedenen Zeichnungsansichten gleiche oder funktional ähnliche elementare Bestandteile der Erfindung kennzeichnen. Obgleich die vorliegende Erfindung mit Bezug auf derzeit bevorzugte Ausführungsformen beschrieben wird, ist festzuhalten, dass die beanspruchte Erfindung nicht auf die offengelegten Ausführungsformen beschränkt ist.
Weiterhin ist festzuhalten, dass die vorliegende Erfindung nicht auf eine bestimmte beschriebene Methodik, Werkstoffe und Modifikationen beschränkt ist und als solche natürlich variiert werden kann. Es ist ebenso festzuhalten, dass die hier verwendeten Bezeichnungen nur der Beschreibung bestimmter Ausführungsformen dienen und den Schutzumfang der vorliegen- den Erfindung nicht einschränken, der nur durch die beigefügten Patentansprüche begrenzt ist.
Falls nicht anders bestimmt, dann haben alle technischen und wissenschaftlichen Ausdrücke, die hier verwendet werden die gleiche Bedeutung wie sie allgemein von Fachleuten im Bereich der Technik wo die Erfindung angesiedelt ist verstanden wird. Obgleich beliebige Verfahren, Vorrichtungen oder Werkstoffe, die ähnlich oder gleichwertig zu den Beschriebenen sind, beim Ausführen oder Ausprobieren der Erfindung verwendet werden können, werden nun bevorzugte Verfahren, Vorrichtungen und Werkstoffe beschrieben.
Fig. 1 ist eine schematische Darstellung der Dämpferanordnung 100 gemäß der vorliegenden Erfindung.
Fig. 2 ist die obere Hälfte eines Drehmomentwandler Querschnitts, der eine Ausführungsform der Dämpferanordnung in Fig. 1 darstellt.
Fig. 3 ist ein Diagramm einer simulierten Differentialreaktion für verschiedene Dämpferanordnungen in Verbindung mit einem 6-Zylinder Dieselmotor, obgleich andere Motoranordnungen (4-Zylinder, 5-Zylinder, 8-Zylinder, Benzinmotor, etc.) und Drehzahlen auch möglich sind. Das nun Folgende ist mit Bezug auf die Figuren 1 bis 3 zu sehen. In Fig. 1 sind die Massenträgheitsmomente als Blöcke dargestellt, obgleich sich die relative Größe der Blöcke nicht not- wenderweise auf die Massenträgheitsmomente der Komponenten bezieht. Der Motor 101 ist fest mit dem Drehmomentwandlergehäuse 102 gekoppelt. Die Drehmomentwandlerkupplung 104 und der Fluidkreislauf 106 werden schematisch als parallele Drehmomentpfade gezeigt, die von dem Gehäuse 102 ausgehen. Die Kupplung 104 verbindet die Kolbenplatte 108 mit dem Gehäuse 102 wenn sie eingreift. Die Feder 110 koppelt den beweglichen Flansch 112 mit der Kolbenplatte 108 mit Torsionselastizität. Ebenso koppelt die Feder 114 die Ausgangsnabe 116 elastisch mit dem Flansch 112. Allgemein verbessert die Minimierung der Reibung zwischen dem Kolben 108, dem Flansch 112 und der Nabe 116 die Leistung des Isolators. In dem parallelen Pfad ist das Massenträgheitselement 118 mit dem Flansch 112 durch das nachgiebige Element 120 und das Dämpferelement 122 gekoppelt. Das Element 122 kann jedes in der Technik bekannte Dämpferelement sein, z.B. ein Reibelement oder ein hydraulisches Element. Das Element 120 kann jedes in der Technik bekannte nachgiebige Element sein. In der folgenden Erörterung wird als nachgiebiges Element eine Feder verwendet. In einer bevorzugten Ausführungsform ist das Massenträgheitselement 118 eine Turbine des Flu- idkreislaufs 106. Andere Ausführungsformen (nicht gezeigt) enthalten ein zusätzliches Massenträgheitselement, wobei in diesem Fall die symbolische Verbindung 124 zwischen dem Massenträgheitselement 118 und dem Fluidkreislauf 106 beseitigt ist.
Das Element 126 begrenzt die Verdichtung des Elements 120 und die Bewegung des Dämpfers 122. Wenn die Kupplung 104 in Eingriff kommt, dann ist die in dem Element 120 gespeicherte Kraft im Allgemeinen wesentlich kleiner als die Antriebskraft des Motors 100. Jedoch, wenn sich die Kupplung 104 nicht im Eingriff befindet, dann überträgt der Fluidkreislauf 106 Drehmoment von dem Motor 101 über die Verbindung 124 auf das Massenträgheitselement 118 und das Element 120. Der Bewegungsbegrenzer 126 begrenzt die Menge der auf das Element 120 ausgeübten Kraft zur Erhöhung der Lebensdauer.
Die Feder 120 ist dazu eingerichtet, die Resonanzfrequenz der Turbine auf einen Punkt genau unter der Minimaldrehzahl zu verlagern, wo die Kupplung in Eingriff kommt. Die niedrigste Motordrehzahl, bei der die Kupplung in Eingriff kommt kann als Grenze für untertourige Fahrweise bezeichnet werden. Zum Beispiel kann die gewünschte Turbinenresonanzdrehzahl 955 U/min betragen (47,75 Hz für einen 6-Zylinder Motor), wenn man annimmt, dass die Minimaldrehzahl für untertourige Fahrweise 1000 U/min beträgt. Die Federkonstante kann unter Verwendung der folgenden Gleichung berechnet werden:
k=4Jπ¥
wobei J das Massenträgheitsmoment der Turbine von 0,035 kg m2 ist und f die abgestimmte Frequenz von 47,75 Hz ist. Demnach sollte für dieses Beispiel die Federkonstante k auf 3150,5 Nm/rad (55 Nm/°) für eine Grenze des niedertourigen Fahrbereichs von 1000 U/min ausgelegt werden.
Die Feder 120 führt einen zusätzlichen Freiheitsgrad in das Schwingungssystem ein und teilt die Resonanzfrequenz des beweglichen Flansches in zwei Resonanzfrequenzen auf. Ein Abstimmen der Feder 120 bewegt die niedrigere Resonanzfrequenz aus dem normalen Betriebsbereich, aber die höhere Resonanzfrequenz kann sich nach wie vor im Betriebsbereich befinden, z.B. wie für die Linie 340 in Fig. 3 gezeigt. Das Dämpferelement 122 ist darauf ausgelegt, die höhere Resonanzfrequenz zu dämpfen. Reibungsdämpfung wird allgemein für das Element 122 verwendet, obwohl andere Dämpfungsarten (Fluid, Gummi, etc.) auch verwendet werden können. Reibungswerte von 5 Nm bis 20 Nm sind typisch, wobei Dieselmotoren we- gen der erhöhten Drehmomentschwankungen mehr Reibung benötigen als Benzinmotoren. Das Element 122 dämpft die höhere Resonanz ohne die Isolatorleistung bei den anderen Frequenzen wesentlich zu verschlechtern, wie z.B. für die Linie 350 wie in Fig. 3 gezeigt.
In Fig. 2 weist die Drehmomentwandleranordnung 200 eine Pumpe 202 und einen Deckel 204 (analog zum Deckel 102 in Fig. 1) auf. Der Deckel 204 ist an der Flexplatte 206 mit Nasen 208 befestigt. Die Flexplatte 206 erhält Drehmoment von einem Motor (nicht gezeigt) durch die Befestigung mit Verbindungselementen 210. Drehmoment von der Pumpe 202 wird auf die Turbine 212 übertragen und von dem Leitrad 214 umgelenkt. Der Wandler 200 weist auch einen Dämpfer 216 auf. Turbinendrehmoment wird durch den Dämpfer 216 auf die Eingangswelle 218 übertragen. Die Kupplung 220 überbrückt den Fluidkreislauf, der von der Pumpe 202, der Turbine 212 und dem Stator 214 erzeugt wird zur Verringerung des Kraftstoffverbrauchs. Das heißt, die Kupplung 220 verbindet den Deckel 204 direkt mit dem Dämpfer.
Der Dämpfer 216 weist eine Dämpferstufe 222 (analog zu 110 in Fig. 1), Dämpferstufe 224 (analog zu 114 in Fig. 1) und einen beweglichen Flansch 226 (analog zum Flansch 112 in Fig. 1) auf, der die Stufen 222 und 224 drehfest verbindet. Mit drehfester Verbindung ist gemeint, dass Drehmoment, welches von der Stufe 222 aufgenommen wird, von dem Flansch auf die Stufe 224 übertragen wird und umgekehrt. In einer bevorzugten Ausführungsform weist der bewegliche Flansch 226 eine Deckelplatte 228 und eine Deckelplatte 230 auf. In einer anderen Ausführungsform ist die Dämpferstufe 222 eine radial äußere Dämpferstufe und die Dämpferstufe 224 ist eine radial innere Dämpferstufe. In einer weiteren Ausführungsform sind die Stufen 222 und 224 axial benachbart auf einem ähnlichen Radius angebracht.
Der Dämpfer 216 weist einen abgestimmten Torsionsdämpfer 232 (analog zum Element 120 in Fig. 1) auf, der die Turbine 212 drehfest mit dem Flansch 226 verbindet. Obgleich die Turbine 212 gezeigt wird, kann der Dämpfer 232 jedes Massenträgheitselement drehfest verbinden, welches in Bezug auf Drehung nicht gekoppelt ist, wenn sich die Kupplung 104 im Eingriff befindet. In einer bevorzugten Ausführungsform weist der Dämpfer 232 ein beliebiges in der Technik bekanntes Bauteil auf, welches einen linearen Nulldrehmomentübergang aufweist. Das heißt, wenn das Element vom positiven Drehmoment zum negativen Drehmoment umgeschaltet wird, ist die Federkonstante beim Nulldurchgang linear. Anders ausgedrückt, der Nulldrehmomentdurchgang ist linear, wenn das Eindrehen des Dämpfers 232 von einer ersten Drehrichtung auf eine zweite entgegengesetzte Drehrichtung geändert wird. In einer anderen Ausführungsform (nicht gezeigt) weist der Dämpfer 232 eine Schraubenfeder auf. In einer anderen Ausführungsform (nicht gezeigt) weist der Dämpfer 232 eine in Bezug auf Drehung elastische Platte auf. Die drehelastische Platte kann kranzförmige Ringe zur Befestigung an der Turbine 212 und dem Flansch 226 aufweisen, und dünne Füße, welche die Ringe verbinden und gleichzeitig ein Eindrehen erlauben. In einer anderen Ausführungsform (nicht gezeigt) sind die Füße einstückig ausgeformt und bilden eine S-Kurve, ähnlich der in der im gleichen Eigentum befindlichen U.S. Patentanmeldung Nr. 60/876,317 (U.S. Provisio- nal, angemeldet am 21.Dezember.2006 von Kneidel und Schroeder für eine „FEDERPLATTE ZUR VERMEIDUNG VON SPIEL"), welche hier vollumfänglich einbezogen wird. In einer bevorzugten Ausführungsform (nicht gezeigt) ist der Dämpfer 232 fest an der Turbine 212 und an dem Flansch 226 angebracht, z.B. jeweils durch Niete 234 und 236.
Der Dämpfer 232 und der Flansch 226 können einen axialen Versatz 238 zwischen den Befestigungsorten aufweisen. Der Versatz in dem Dämpfer 232 ist geringer als der Versatz in dem Flansch 226 in freiem Zustand, d.h. der Flansch befindet sich in Fig. 2 weiter links als der Dämpfer. Der Versatz in dem Dämpfer 232 ist größer, damit die Befestigungsorte sich nahe an den Befestigungsorten des Flansches 226 befinden, so dass Niete 236 angebracht werden können. In einer bevorzugten Ausführungsform weist die Deckelplatte 228 den Bereich des Flansches 226 mit dem Versatz 238 auf. In einer bevorzugten Ausführungsform erzeugt die Kraft des Dämpfers 232 auf dem Flansch 226 in der Richtung 239 Reibung (analog zum Deckel 122 in Fig. 1) um die Ungleichmäßigkeiten der Drehung zu dämpfen wenn sich der Dämpfer 232 dreht.
In einer bevorzugten Ausführungsform ist die Verdrehung der mit Spiel behafteten Verbindung 240 (analog zum Element 126 in Fig. 1) begrenzt, welche einen Abstandsniet 234 und einen Schlitz 242 im Flansch 226 aufweist. Daher können sich die Turbine 212 und der Dämpfer 232 um einen vorbestimmten Winkelbetrag drehen, bevor sie den Flansch 226 in Eingriff bringen. In einer bevorzugten Ausführungsform liegt die vorbestimmt Entfernung zwischen 2 Grad und 20 Grad. Genauer gesagt kann die Entfernung auch zwischen 6 Grad und 10 begrenzt sein. In einer anderen Ausführungsform (nicht gezeigt) ist die gesamte Verdrehung des Torsionsdämpfers 232 durch eine Keilwellenverbindung mit Spiel begrenzt.
Im Überbrückungsbetrieb wird Motordrehmoment auf den Deckel 204 durch die Flexplatte 206 übertragen. Die Kolbenplatte 244 erhält Drehmoment von dem Deckel 204 über die Blattfeder 246. Der Kolben 244 ist gegenüber der Eingangswelle 218 mit der Dichtung 248 abgedichtet und ermöglicht es dem Kolben 244, die Kupplung 220 zu schließen und Drehmoment auf die Platte 250 zu übertragen, wenn der Fluiddruck in der Kammer 251 hoch genug ist. Die Platte 250 überträgt Drehmoment auf die Deckelplatte 252 durch die Keilwellenverbindung 254. Der Niet 56 verbindet die Deckelplatte 252 mit der Deckelplatte 258. Die Platten 252 und 258 treiben die Feder 260 an, welche Drehmoment auf den beweglichen Flansch 226 aufbringt. Die Platten 228 und 230 des Flansches 226 drücken die Feder 262 zusammen, welche die Eingangswelle 218 über die Keilwellenverbindung 264 auf dem Ausgangsflansch 266 antreibt.
Wie oben beschrieben ermöglicht der Torsionsdämpfer 232 es der Massenträgheit der Turbine 212 sich relativ zum Flansch 226 zu schwingen. Der Dämpfer 232 und die Turbine 212 sind an der Turbinennabe 268 vernietet. Die Bohrung 270 in dem Flansch 266 stellt einen Freiraum für ein Nietwerkzeug zur Verfügung um den Niet 234 zu stauchen. Der vergrößerte Kopfbereich 272 des Niets 234 hindert die Deckelplatte 228 daran sich axial zu bewegen, während er es der Platte 228 nach wie vor ermöglicht, sich während des Verdrehens des Torsionsdämpfers 232 in Rotationsrichtung zu bewegen. Die Nabe 268 ist auf dem Flansch 266 zentriert.
Die Lager 274 und 276 steuern die axiale Bewegung der Bauteile im Wandler 200. Die Keilwellenverbindung 254 begrenzt die axiale Bewegung der Platte 252. Die Nietverbindung 256 bestimmt die axiale Anordnung der Platte 228 und der Turbine 212 und der Nabe 268 mit dem Niet 234. Der Absatz 278 steuert die axiale Bewegung des Flansches 266 relativ zur Nabe 268.
In Fig. 3 ist auf der Abszisse die Motordrehzahl aufgetragen und auf der Ordinate sind die Spitzenschwankungen der Drehzahl des Differenzials aufgetragen. Andersherum ausgedrückt, die Reaktion des Differenzials, die als Spitzenschwankung der Drehzahl gemessen wird, wird über der Motordrehzahl für verschiedene Dämpferanordnungen aufgetragen. Ein typischer Dieselmotor kann zwischen 800 U/min und 3500 U/min betrieben werden, wobei die Drehmomentwandlerkupplung bei einer Drehzahl, die im niedrigsten Fall bei 1000 U/min liegen kann, in Eingriff kommt. Größere Spitzenschwankungen führen mit größerer Wahrscheinlichkeit zu unerwünschten Vibrationen und zur Beeinträchtigung des Fahrers.
Die gepunktete Linie 310 bildet die Differenzialreaktion eines Antriebsstranges ab, der einen Reihendämpfer ohne Reibung auf der Turbine aufweist. Wie oben beschrieben, zeigt die Linie 310 teilweise wegen der Massenträgheit des beweglichen Flansches eine Resonanzstelle bei ungefähr 1900 U/min. Die Strichpunktlinie 320 stellt die Reaktion dar, wenn Reibung zu dem Dämpfer der Linie 310 hinzugefügt wird. Obgleich die Spitze bei 900 U/min beseitigt ist, ist die Isolierung bei Motordrehzahlen über und unter der Resonanzstelle verringert, wie die größeren Schwankungen zeigen. Zum Beispiel liegt die Linie 320 über der Linie 310 für Drehzahlwerte unter ungefähr 1500 und über 2500 U/min.
Die strichpunktierte Linie 330 bildet die Reaktion eines Antriebsstranges mit einer doppelten Dämpferanordnung ab. Eine zusätzliche Massenträgheit der Turbine verursacht eine niedrigere Resonanzstelle als der Turbinen-Reihendämpfer (ungefähr 1000 U/min), aber die Resonanz liegt immer noch im üblichen Betriebsbereich dieses Motors und würde unangenehme Vibrationen hervorrufen.
Die gestrichelte Linie 340 bildet die Reaktion eines Antriebsstranges mit einer Dämpferanordnung ohne Reibung, einem sogenannten „Turbinentilger" gemäß der vorliegenden Erfindung, ab. In diesem Beispiel ist der Turbinentilger auf eine Drehzahl von 955 U/min abgestimmt. Hier ist die Resonanz des freien Flansches des Reihendämpfers auf zwei Resonanzstellen aufgeteilt. Die niedrigere Resonanzstelle 342 liegt bei einer Motordrehzahl von ungefähr 750 U/min unter dem üblichen Fahrbereich. Die Resonanzstelle 344 liegt bei einer Drehzahl von ungefähr 2600 U/min. Die Stelle 344 liegt damit immer noch im Fahrbereich dieser Anordnung aus Motor und Antriebsstrang, kann aber wesentlich verringert werden, wenn Reibung hinzufügt wird, wie die strichpunktierte Linie 350 zeigt. Die Dämpferreibung bedingt eine leichte Verringerung der Isolatorleistung bei geringen Drehzahlen, aber sie verringert die Resonanz an der Stelle 344. Insgesamt zeigt die Leistung des Turbinentilgers auf der Linie 350 eine wesentliche Verbesserung gegenüber dem Reihenturbinendämpfer und Anordnungen mit doppelten Dämpfern mit üblichen Überbrückungsdrehzahlen von 1000 U/min bis 3500 U/min. Der Turbinentilger zeigt eine wesentliche Isolation des Differentials aufgetragen über Zündungsschwankungen des Motors, die von der Volllinie 360 abgebildet werden.
Die vorliegende Erfindung weist auch ein Verfahren zum Betreiben eines Drehmomentwandlers auf. Obgleich das Verfahren aus Gründen der Klarheit als Abfolge von Schritten beschrieben ist, legt dies keine Reihenfolge der Schritte fest, es sei denn dies ist ausdrücklich bestimmt. Ein erster Schritt nimmt ein Drehmoment in einer ersten Dämpferstufe auf. Ein zweiter Schritt überträgt das Drehmoment von der ersten Dämpferstufe auf einen beweglichen Flansch. Ein dritter Schritt überträgt das Drehmoment von dem beweglichen Flansch auf eine zweite Dämpferstufe. Ein vierter Schritt verbindet ein Massenträgheitselement mit dem Flansch durch einen abgestimmten Torsionsdämpfer um eine Resonanz des Flansches zu verhindern.
In einer Ausführungsform stimmt der fünfte Schritt den Torsionsdämpfer ab um eine hochfrequente Spitze durch Anpassen der Federkonstante und der Reibung des Dämpfers mit dem Flansch abzusenken. In einer anderen Ausführungsform liegt die Reibung zwischen 5 Nm und 20 Nm oder die Federkonstante wird so berechnet, dass sie die Resonanz des Trägheitselements auf einen Punkt unter der Grenze für ruckfreien Fahrbetrieb legt. In einer Ausführungsform ist das Trägheitselement eine Turbine des Drehmomentwandlers. In einer anderen Ausführungsform liegt die gesamte Verdrehung des Torsionsdämpfers zwischen 2 Grad und 20 Grad. In einer weiteren Ausführungsform liegt die Verdrehung zwischen 6 Grad und 10 Grad.
Daraus wird ersichtlich, dass die Ziele der vorliegenden Erfindung wirksam erreicht werden, obgleich Modifikationen und Änderungen an der Erfindung für Fachleute ersichtlich sind und diese Modifikationen sich innerhalb des Schutzumfangs der beanspruchten Erfindung befin- . den. Festzuhalten ist auch, dass die vorangehende Beschreibung lediglich die vorliegende Erfindung beispielhaft darstellt und in keinster Weise einschränkt. Daher sind andere Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung möglich ohne über den Schutzumfang der vorliegenden Erfindung hinauszugehen.

Claims

Patentansprüche
1. Drehmomentwandler, der Folgendes aufweist: eine erste Dämpferstufe; eine zweite Dämpferstufe; einen beweglichen Flansch, der die erste und die zweite Dämpferstufe drehfest verbindet; ein Massenträgheitselement; und einen abgestimmten Torsionsdämpfer, wobei der Torsionsdämpfer das Massenträgheitselement und den Flansch verbindet.
2. Drehmomentwandler nach Anspruch 1 , wobei das Massenträgheitselement eine Turbine ist.
3. Drehmomentwandler nach Anspruch 1 , wobei die erste Dämpferstufe eine radial äußere Dämpferstufe ist, und die zweite Dämpferstufe eine radial innere Dämpferstufe ist.
4. Drehmomentwandler nach Anspruch 1 , wobei der Torsionsdämpfer ein Reibmoment erzeugt wenn er sich dreht.
5. Drehmomentwandler nach Anspruch 1 , wobei der Torsionsdämpfer ein elastisches Bauteil mit einem linearen Nulldrehmomentdurchgang aufweist.
6. Drehmomentwandler nach Anspruch 5, wobei das elastische Bauteil eine in Bezug auf Torsion elastische Platte aufweist.
7. Drehmomentwandler nach Anspruch 6, wobei die Platte fest mit dem Flansch und dem Turbinenelement verbunden ist.
8. Drehmomentwandler nach Anspruch 6, wobei die Platte weiterhin einen axialen Versatz aufweist, der Flansch weiterhin einen axialen Versatz aufweist, und der Plattenversatz kleiner ist als der Flanschversatz.
9. Drehmomentwandler nach Anspruch 5, wobei das elastische Bauteil eine Schraubenfeder aufweist.
10. Drehmomentwandler nach Anspruch 1 , wobei die gesamte Verdrehung des Torsionsdämpfers zwischen 2 Grad und 20 Grad liegt.
11. Drehmomentwandler nach Anspruch 10, wobei die Verdrehung zwischen 6 Grad und 10 Grad liegt.
12. Drehmomentwandler nach Anspruch 11, wobei die gesamte Verdrehung des Torsionsdämpfers durch eine Verbindung mit Spiel zwischen dem Massenträgheitselement und dem Flansch begrenzt ist.
13. Drehmomentwandler nach Anspruch 12, wobei die Verbindung mit Spiel einen Niet aufweist, der in einem Schlitz in dem Flansch angeordnet ist.
14. Drehmomentwandler nach Anspruch 12, wobei die Verbindung mit Spiel eine Keilwellenverbindung aufweist.
15. Drehmomentwandler, der Folgendes aufweist: eine radial äußere erste Dämpferstufe; eine radial innere zweite Dämpferstufe; einen beweglichen Flansch mit einem ersten axial versetzten Bereich, wobei der Flansch die erste und die zweite Dämpferstufe drehfest verbindet; eine Turbine; und eine torsionselastische Platte mit einem linearen Nulldrehmomentdurchgang und einem zweiten axial versetzten Bereich, der fest mit der Turbine und dem Flansch verbunden ist, wobei der erste versetzte Bereich axial weiter versetzt ist als der zweite versetzte Bereich, und wobei der Kontakt zwischen dem ersten und dem zweiten versetzten Bereich ein Reibmoment erzeugt, wenn der Torsionsdämpfer gedreht wird.
16. Verfahren zum Betrieb eines Drehmomentwandlers, welches die folgenden Schritte aufweist: Aufnehmen eines Drehmoments in einer ersten Dämpferstufe; Übertragen des Drehmoments von der ersten Dämpferstufe auf einen beweglichen Flansch;
Übertragen des Drehmoments von dem beweglichen Flansch auf eine zweite Dämpferstufe; und
Verbinden eines Massenträgheitselements mit dem Flansch durch einen abgestimmten Torsionsdämpfer um eine Resonanz des Flansches zu unterdrücken.
17. Verfahren nach Anspruch 16, welches weiterhin den Schritt zum Abstimmen des Torsionsdämpfers aufweist, um eine hohe Frequenzspitze durch Anpassen der Federkonstante und der Reibung des Dämpfers mit dem Flansch zu verringern.
18. Verfahren nach Anspruch 17, wobei die Reibung zwischen 5 Nm und 20 Nm liegt.
19. Verfahren nach Anspruch 17, wobei die Federkonstante so berechnet ist, dass sie eine Resonanz des Massenträgheitselements auf einen Punkt unterhalb der Grenze des ruckfreien Fahrbetriebs verschiebt.
20. Verfahren nach Anspruch 16, wobei das Massenträgheitselement eine Turbine des Drehmomentwandlers ist.
21. Verfahren nach Anspruch 16, wobei die gesamte Verdrehung des Torsionsdämpfers zwischen 2 Grad und 20 Grad liegt.
22. Verfahren nach Anspruch 19, wobei die Verdrehung zwischen 6 Grad und 10 Grad liegt.
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