WO2014121969A1 - Schwingungsdämpfungsanordnung, vorzugsweise für den antriebsstrang eines fahrzeugs - Google Patents

Schwingungsdämpfungsanordnung, vorzugsweise für den antriebsstrang eines fahrzeugs Download PDF

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arrangement
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vibration damping
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Christian Wickel
Matthias Kram
Daniel Pittner
Peter Hammer
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Definitions

  • Vibration damping arrangement preferably for the drive train of a
  • the present invention relates to a vibration damping arrangement, preferably for the drive train of a vehicle, comprising a torsion damper assembly comprising a first torsional vibration damper with a coupled for transmitting torque to a drive member or first primary side and against the restoring action of a first Dämpfer institutena- arrangement about an axis of rotation with respect to the first Primary side rotatable first secondary side and a second torsional vibration damper having a first secondary side connected to the second primary side and against the restoring action of a second damper element assembly about the rotational axis with respect to the second primary side rotatable and coupled to transmit torque to a driven member or coupled second secondary side and a Auslenkungsmassenpendelanowski extract comprising Auslenkungsmassenexcellent and a Auslenkungsmassenan let with at least a deflection mass carried deflectable on the Auslenkungsmassenexcellent of a neutral relative position.
  • a torsion damper assembly comprising a first
  • a vibration damping arrangement which transmits a torque between a lock-up clutch and an output hub integrated in a hydrodynamic torque converter.
  • the vibration damping arrangement is constructed with a Torsionsdämpferanowski extracting two mutually serially effective and substantially radially staggered torsional vibration damper.
  • a first primary side of a first radially outer Shen positioned first torsional vibration damper is coupled to the output side of the lock-up clutch.
  • a secondary side of the further radially inwardly positioned second torsional vibration damper is connected to the output hub.
  • the first secondary side of the first torsional vibration damper and the second primary side of the second torsional vibration damper together form an intermediate mass arrangement with which on the one hand the turbine wheel of the hydrodynamic torque converter and on the other hand a deflection mass carrier of a deflection mass pendulum arrangement are firmly connected.
  • a deflection mass carrier of a deflection mass pendulum arrangement are firmly connected.
  • the deflection masses are biased radially outwards by the centrifugal force in the rotational state and move when torsional vibration occurs. starting from a neutral relative position with respect to the Auslenkungsmassenträ- gers in the centrifugal potential radially inward.
  • the combination of a particular multi-stage working torsion damper assembly and a Auslenkungsmassenpendelan extract advantageous vibration damping effects are achieved.
  • the Torsiondämpferan Aunt which can be generally referred to as a fixed frequency damper, is tuned to one or possibly a plurality of fixedly defined excitation frequencies and thus primarily intended to eliminate occurring at these known or fixed predetermined frequencies vibration excitations.
  • the Auslenkungsmassenpendelan- order which can be generally referred to as a speed-adaptive absorber, is tuned to one or possibly more excitation orders of a speed-dependent changing excitation frequency, such as the ignition frequency, so that the natural frequency or the natural frequencies of the Auslenkungsmassenpen- delan extract with the speed vary so that the tuning remains essentially the same throughout the speed range.
  • a speed-dependent changing excitation frequency such as the ignition frequency
  • a vibration damping arrangement preferably for the drive train of a vehicle, comprising a torsional damper assembly comprising a first torsional vibration damper with a first primary side coupled or torque-transferable to a drive member and against the return action of a first damper element assembly about an axis of rotation with respect to first primary side rotatable first secondary side and a second torsional vibration damper having a first secondary side connected to the second primary side and against the return action of a second damper element assembly about the axis of rotation with respect to the second primary side rotatable and coupled to transmit torque to a driven member second secondary side, and a Auslenkungsmassenpendelanowski extract, comprising a Auslenkungsmassenexcellent and a Auslenkungsmassenan let with at least e iner at the deflection mask carrier according to a first aspect of the present invention, characterized in that the first damper element assembly comprises a plurality of circumferentially successive and mutually parallel first damper element
  • a ratio of the stiffness of the first damper element arrangement to the stiffness of the second damper element arrangement is less than 1, 2, preferably less than 1.
  • the stiffness provided in the region of a respective damper element arrangement can, for example, be regarded as the spring constant or a total spring constant of the damper element arrangement, if it is formed with a plurality of damper elements, for example springs, which are nested one within the other or in the circumferential direction.
  • damper elements for example springs
  • Damper element arrangement can be used in the region of the first damper element arrangement of comparatively large space available there to use damper elements with comparatively low rigidity, whereby a significant improvement in the decoupling quality can be achieved.
  • a ratio of a maximum torque of the first damper element assembly to a maximum torque of the second damper element assembly is in the range of 0.8 to 1.2, preferably 0.9 to 1, 1, most preferably about 1, is, wherein the maximum torque of a damper element assembly is a maximum transmittable torque in the range of elastic effectiveness of the damper element assembly thereof.
  • This configuration of the maximum torques of the two damper element arrangements or their relationship to one another ensures that both damper element arrangements can transmit substantially the same maximum torque and thus can advantageously work in the range of their elasticity in the entire torque range to be transmitted. It should be noted here that the maximum torque of a respective damper element arrangement can be predetermined by the fact that upon reaching the same a further relative rotation between the primary side and the secondary side of the affected torsional vibration damper, for example, by effecting a stop is no longer possible.
  • a ratio of a maximum torque of the first damper element arrangement to a maximum drive torque that can be introduced into the vibration damping arrangement by a drive unit is in the range of 1.1 to 1.4, preferably 1, 15 to 1.35, most preferably 1.2 to 1.22.
  • the first damper element arrangement when the first damper element arrangement is provided as the softer, ie with a lower stiffness, damper element arrangement, it is ensured that the first damper element arrangement can operate in the region of its elasticity in the entire spectrum of the torque that can be output in a drive unit, that is to say drive torque in particular.
  • the ratio of an average friction radius of a coupling arrangement for coupling the first primary side with the drive member to a radial distance of the mass of heavy mass at least one deflection mass to the axis of rotation in the neutral - Relative position greater than 0.8, preferably greater than 0.95, is.
  • the ratio of a radial distance of the center of gravity of at least one deflection mass to the axis of rotation in the neutral relative position to the outer diameter of a hydrodynamic circuit of a hydrodynamic coupling device containing the vibration damping arrangement Torque converter in the range of 0.3 to 0.5.
  • this ratio is in the specified value range, it is ensured that, when integrating a speed-adaptive damper, that is to say a deflection mass pendulum arrangement, sufficient axial space for the hydrodynamic circulation of the same is available or used in a hydrodynamic coupling device.
  • a stiffness of the first damper element arrangement lies in the range of 10 to 25 Nm / ° or / and a stiffness of the second damper element arrangement in the range of 10 to 55 Nm / °.
  • the first damper element arrangement in the entire relative rotation angle range of the first primary side with respect to the first secondary side in at least one direction of relative rotation, preferably with torque flow direction from the first primary side to the second secondary side, a substantially constant stiffness, or / and that the second damper element arrangement has a substantially constant rigidity in the entire relative rotation angle range of the second primary side with respect to the second secondary side in at least one relative rotational direction, preferably with torque flow direction from the first primary side to the second secondary side.
  • at least one of the damper element arrangements is substantially single-stage, ie formed with a deflection angle-torque characteristic substantially without kink or curvature region, whereby in particular abrupt stiffness transitions are avoided.
  • the first damper element arrangement has a stiffness dependent on the relative rotational angle of the first primary side with respect to the first secondary side in at least one relative rotational direction, preferably with torque flux from the first primary side to the second secondary side, and / or that the second damper element arrangement has a dependent of the relative rotational angle of the second primary side with respect to the second secondary side in at least one relative rotational direction, preferably with torque flux from the first primary side to the second secondary side, stiffness.
  • the rigidity increases in order to ensure increased security against reaching an end stop position.
  • the stiffness ratio of the first one may be the same
  • Damper element arrangement for rigidity of the second damper element arrangement at least one stiffness to be an average stiffness.
  • the first damper element arrangement comprises a plurality of circumferentially successive and mutually parallel first damper element units that the second damper element arrangement a plurality of circumferentially successive and parallel to each other comprising second damper element units and in that the deflection mass arrangement comprises a plurality of circumferentially successive deflection masses.
  • the number of the first damper element units may correspond to the number of second damper element units, or / and the number of the deflections may vary. kung masses of the number of first damper element units or / and the number of second damper element units.
  • the first secondary side and / or the second primary side comprises at least one, preferably disk-like torque transmission element supporting the first damper element units and / or the second damper element units and the deflection mass carrier comprises at least one torque transmission element.
  • the deflection mass pendulum arrangement or its deflection mass carrier is structurally integrated into the torsional vibration damper arrangement or an intermediate mass arrangement between the two damper element units of the same. This leads to space savings.
  • the provision of an equal number of deflection masses on the one hand and damper element units on the other hand leads to a weak point in the torque-transmitting components avoiding configuration.
  • the number of deflection masses differs from the number of first damper element units or / and the number of second damper element units.
  • the first secondary side and / or the second primary side comprise at least one torque-transmitting element supporting the first damper element units and / or the second damper element units, and that the deflection mass carrier of the at least one Torque transmission element is formed separately and connected to this.
  • an embodiment which is particularly advantageous with regard to vibration decoupling can be achieved in that an intermediate mass arrangement between the first damper element arrangement and the second damper element arrangement comprises the first secondary side, the second primary side and the deflection mass pendulum arrangement.
  • the present invention furthermore relates to a hydrodynamic coupling device, preferably a torque converter, comprising a fluid-filled or fillable housing, an impeller and a turbine wheel and a driven member coupled or coupleable to a gear arrangement, wherein in the torque transmission path between the housing and the output member is a vibration damping arrangement constructed according to the invention ,
  • the first primary side can be coupled to the housing by means of a lockup clutch arrangement.
  • the turbine wheel with the output member can be rotatable, so be formed with this for common rotation about the axis of rotation without the possibility of relative rotational movement.
  • the invention further relates to a drive system for a vehicle, comprising a drive unit, a gear arrangement and in the torque transmission path between the drive unit and the gear arrangement, a vibration damping arrangement according to the invention or hydrodynamic coupling arrangement.
  • FIG. 1 shows a longitudinal sectional view of a hydrodynamic torque converter with a vibration damping arrangement in the torque transmission path between a lock-up clutch and an output hub;
  • FIG. 2 shows a perspective view of a deflection mass pylon arrangement with deflection masses deflected from a neutral relative position with respect to a plow mass carrier
  • Fig. 3 is an axial view of the deflection mass pendulum assembly of Fig. 2;
  • FIG. 4 is a partial longitudinal sectional view of a hydrodynamic rotary torque converter with an alternately formed vibration damping arrangement
  • FIG. 5 shows in its illustration a) an axial view of a torsional vibration damper arrangement for the vibration damping arrangement of the hydrodynamic torque converter of FIG. 4; and in its representation b) is an axial view of a Auslenk- mass pendulum assembly for the vibration damping of the hydrodynamic torque converter of FIG. 4;
  • FIG. 6 shows in its representation a) an axial view of a torsional vibration damper arrangement for the vibration damping arrangement of the hydrodynamic torque converter of FIG. 4; and in its representation b) an axial view of a deflection mass pendulum arrangement for the vibration damping arrangement of the hydrodynamic torque converter of Fig. 4;
  • FIG. 7 shows in its representation a) an axial view of a torsional vibration damper arrangement for the vibration damping arrangement of the hydrodynamic torque converter of FIG. 4; and in its representation b) an axial view of a deflection mass pendulum arrangement for the vibration damping arrangement of the hydrodynamic torque converter of Fig. 4;
  • FIG. 8 is a representation of a) an axial view of a torsional vibration damper arrangement for the vibration damping arrangement of the hydrodynamic torque converter of FIG. 4; and in its representation b) an axial view of a deflection mass pendulum arrangement for the vibration damping arrangement of the hydrodynamic torque converter of FIG. 4.
  • Fig. 1 is a hydrodynamic coupling device shown in longitudinal section, designed here as a hydrodynamic torque converter, generally designated 10.
  • the torque converter 10 comprises a housing 12 having a drive shaft which is effective as a drive member for rotation about a rotation axis A.
  • a generally designated 18 impeller is formed.
  • impeller blades 20 are provided on the inside of the housing shell.
  • the impeller 18 axially opposite a turbine wheel 22 is provided in the interior of the housing 12. This includes the impeller blades 20 axially opposite, circumferentially successive turbine blades 24.
  • a hydrodynamic circuit H is developed with the existing fluid in the housing 12, generally oil, which can be used for torque transmission or increase.
  • a vibration damping arrangement generally designated 32.
  • This essentially comprises, axially next to one another, a torsion damper arrangement 34, that is to say substantially a fixed-frequency damper, and a deflection mass pendulum arrangement 36, that is to say essentially a speed-adaptive damper.
  • the torsion damper arrangement 34 comprises two torsional vibration dampers 38, 40 radially staggered relative to one another.
  • the first torsion vibration damper 38 positioned radially further outwards comprises a first primary side 42 designed as a central disk element, for example, which can be connected to an inner disk carrier 44 of a lockup clutch 46.
  • the driven-side inner disks carried on the inner disk carrier 44 can be frictionally engaged by a clutch piston 48 with drive-side outer disks held on the housing 12 or the drive-side housing shell 14, thus bringing the lock-up clutch 46 into an engaged state, in which the hydrodynamic circuit H is bridged Torque directly, so mechanically, between the housing 12 and an effective as a driven member output hub 50 can be transmitted.
  • a first secondary side 52 of the radially outwardly positioned first torsional Vibration damper 38 includes two on both sides of the first primary side 42 positioned cover plate elements. At least one of these forms supporting regions for a first damper element arrangement 54 in a radially outer area.
  • This first damper element arrangement 54 comprises a plurality of first and following one another in the circumferential direction and the first primary side 42 on the one hand and the first secondary side 52 on the other hand
  • Damper element units 56 Each of these first damper element units 56 may include one or more damper elements, so for example helical compression springs.
  • a second secondary side 62 of the second torsional vibration damper 40 is designed, for example, in the manner of a central disk element is firmly connected in its radially inner region, for example by rivet bolts 64 with the output hub 50.
  • the turbine wheel 22 can also be connected to the output hub 50 by the rivet bolts 64 or possibly also separately.
  • a second damper element arrangement 66 of the second torsional vibration damper 40 comprises a plurality of circumferentially successive second damper element units 68.
  • damper element units 68 are supported in the circumferential direction on respective support areas of the second primary side 60 and the second secondary side 62.
  • the respective primary sides 42, 60 can rotate with respect to the respective secondary sides 52, 62 with respect to each other while generating a restoring action of the respective damper element arrangements 54, 66 about the axis of rotation A, starting from a neutral relative rotational position present in the torque-free state.
  • the torque introduced into the housing 12 by a drive unit is transmitted via the lockup clutch 46, the first primary side 42, the first damper element arrangement 54, the first secondary side 52, the second primary side 60, the second Damper element assembly 66, the second secondary side 62 transmitted to the output hub 50 and, for example, to a transmission input shaft.
  • the deflection mass pendulum arrangement 36 alone is shown in FIG. 2 and comprises a deflection mass carrier 70 formed, for example, in the radially inner region by rivet bolts 72 on the two cover disk elements in the area radially inside the second damper element arrangement 66, so that the two are the first secondary side 52 and the second primary side 60 providing cover disk elements together with the Auslenkungsmassenpendelan ever 36 substantially an intermediate mass arrangement of the two torsional vibration damper 38, 40 provide.
  • Auslenkungsmassen On Auslenkungsmassenarme 70 several Auslenkungsmassen 74 a Auslenkungsmassenan extract 75 are circumferentially successively worn.
  • Each of these deflection masses 74 is advantageously carried deflectably on the deflection mass carrier 70 in the region of two coupling regions 76 lying adjacent one another in the circumferential direction.
  • Each of these coupling regions 76 comprises in the deflection mass 74 a curved guideway 78 with a radially inner apex region and in the deflection mass carrier 70 a curved guideway 80 with a radially outer apex region.
  • a bolt-like coupling element 82 is positioned so that it can be moved, for example, under rolling movement along the guide track 78 in the deflection mass 74 and the guide track 80 in the deflection mass carrier 70.
  • the guide track 80 in the deflection mass carrier 70 may comprise a plurality of guide track areas on the deflection masses 74 between disk-like components 71, 73 of the deflection mass carrier 70 and that the guide track 78 may position a plurality of guide track areas on axially adjacent to each other on a respective displacement mass 74 and a respective deflection mass 74 may provide disc-like deflection mass parts 77, 79, 81.
  • the deflection masses 74 are acted upon radially outward, so that in a neutral relative position of the Auslenkungsmassen 74 with respect to the Auslenkungsmassenvics 70, the guide elements 82 each in the Vertex areas of the associated curved guide tracks 78, 80 are positioned and the deflection masses 74 take their most radially outwardly positioned position.
  • the deflection masses 74 are accelerated in the circumferential direction with respect to the deflection mass carrier 70.
  • the guide elements 82 move out of the vertex areas of the guideways 78, 80 and thereby force the deflection masses 74 in the centrifugal potential radially inward, so that they perform a vibratory motion in the centrifugal potential.
  • a tuning of the natural vibration frequency of the deflection masses 74 to a stimulating order can be achieved in this way.
  • a Auslenkungsmassenpen- delan extract 36 generally be described so that it comprises a Auslenkungsmassenarme 70 to which at least one Auslenkungsmasse 74 is supported in at least one coupling region 76 such that it is loaded by centrifugal force radially outward and on the occurrence of rotational irregularities forced in the centrifugal potential radially inward.
  • the at least one coupling region may comprise a curved guideway 78 with a radially inner apex region in the at least one deflection mass 74 and / or a curved guideway 80 with a radially outer apex region on the deflection mass carrier 70 and a coupling element 82 movable along the guideway / guideways 78, 80.
  • such a deflection mass pendulum arrangement may comprise at least one deflection mass held on a substantially radially extending flexible or circumferentially deflectable carrier element, for example designed as a wire element or the like, which is movable in the circumferential direction with respect to a deflection mass carrier while deforming or deflecting the carrier element.
  • the radial position of a support point of the carrier element can be varied with respect to the deflection mass carrier, so that with increasing Speed varies the free and thus deflectable length of the support member or decreases and thus increases the natural frequency of such a deflection mass pendulum assembly.
  • a first of these aspects relates to the ratio of the number of damper element units 56 of the first damper element arrangement 54 to the number of deflection masses 74.
  • This ratio should advantageously be in the range from 0.6 to 1.7, preferably 0.8 to 1.3 , This means that the deviation of these numbers from each other should not be too big.
  • five deflection masses 74, o may be provided in the provision of five damper element units 56, four deflection masses 74.
  • a respective same number, for example, four or five each, is particularly advantageous.
  • Damper element arrangement for rigidity of the second damper elements arrangement be less than 1, 2, preferably less than 1.
  • the stiffness can be considered here, for example, as a spring constant, ie as the torque per rotation angle unit for generating a relative rotational movement between a respective primary side and secondary side.
  • a spring constant ie as the torque per rotation angle unit for generating a relative rotational movement between a respective primary side and secondary side.
  • Damper element units 56, 68 formed so that they provide over the entire possible relative rotation angle between a respective primary side and secondary side a substantially constant stiffness.
  • the damper element units 56 and 68 could be designed with increasing stiffness depending on the relative rotational position of the primary side with respect to the secondary side, in particular with increasing relative rotational angle.
  • the averaged stiffness can then advantageously be used to form the preceding ratio, wherein in the case of a step-like change in rigidity, ie characteristic curves formed with buckling regions, the mean stiffness can be calculated by forming the sum of the individual stiffnesses and dividing this sum by the number the individual stiffness ranges, ie by forming the arithmetic mean.
  • the rigidity of the first damper element arrangement 54 may be in the range from 10 to
  • the rigidity of the second damper element assembly 66 may be in the range of 10 to 55 Nm / °.
  • the rigidity of the first torsional vibration damper 38 is smaller than the stiffness of the further radially inward and advantageously in the same axial region as the first torsional vibration damper 38 second torsional vibration damper 40.
  • the ratio of a Maximum torque of the first damper element assembly 54 to a maximum torque of the second damper element assembly 66 in the range of 0.8 to 1, 2, preferably 0.9 to 1, 1, most preferably is about 1.
  • the maximum torque of a respective damper element arrangement 54, 66 can be regarded as the torque which is maximum transferable in that region in which the respective primary side and secondary side are rotatable with respect to each other under compression of the associated damper element arrangement, that is to say the damper element arrangement is effective in its elastic region.
  • the maximum torque of a respective damper element arrangement may be limited by a rotation stop, which prevents a further rotation of the respective primary side with respect to the associated secondary side and thus an overload of the damper element arrangement.
  • the generally softer first damper element arrangement 54 can also be elastically effective in the entire torque spectrum which can be delivered by a drive unit, for example an internal combustion engine.
  • the deflection angle ⁇ of one or all of the deflection masses 74 is illustrated in FIG. 3.
  • the maximum deflection can be limited, for example, by the fact that the coupling elements 82 reach the end regions of the guideways 78 and / or 80 and thus further movement is no longer possible. It has been shown that, of course, depending on the vibration orders to be eliminated or these exciting events, the angle ⁇ vortei legally in the range between 5 and 15 °, while the maximum relative rotation between the first primary side and the first secondary side, of course, again Depending on the particular design of a drive train, in the range between 20 ° and 50 °, preferably 23 ° and 45 °, may be.
  • An embodiment of the Auslenkungsmas- senpendelan extract 36 such that the maximum deflection angle ⁇ is greater than 1 5 °, can lead to mutual interference of the Auslenkungsmassen 74 and a deterioration of the repayment characteristic, so that the angle ⁇ should not be greater than 15 °.
  • this condition should at least for this tension state, ie a state in which Torque flow from the first primary side 42 to the second secondary side 62 is present, be realized.
  • this condition can also be realized for the thrust state, that is to say in the case of a state with torque flow from the second secondary side 62 to the first primary side 42.
  • the ratio of an average friction radius R R of the lockup clutch 46 to a radial distance R M of the center of mass M of a respective deflection mass 74 to the axis of rotation the neutral relative rotational position with respect to the Auslenkungsmassenvics 70 is greater than 0.8, preferably greater than 0.95.
  • the average radius of that surface area of the drive-side and the drive-side friction elements can be considered as the mean friction radius RR, in which they act rubbing against one another in an overlapping manner.
  • z. B. the arithmetic mean between maximum and minimum friction radius are used.
  • the average friction radius could be in the range of 91 to 93 mm, while the radial distance of the center of mass of the deflection masses 74 to the axis of rotation A may be in the range of 93 to 95 mm.
  • the ratio of a radial distance RM of the center of gravity M of the or each deflection mass 74 to the axis of rotation A to the Au dated thoroughly messr D H of the hydrodynamic circuit of the torque converter 10 is in the range of 0.3 to 0.5.
  • the center of gravity M has approximately the same radial distance to the axis of rotation A as the radially outer regions of the impeller wheel 20 and the turbine wheel blades 24. This also leads to the most efficient utilization of the installation space or the rotational mass on the deflection masses 74 acting centrifugal force.
  • the ratio of an axial width B H of the hydrodynamic circuit to the axial width B A of the or each deflection mass 74 is in the range from 2.5 to 7.5, preferably 2.75 to 6.9. This means that a comparatively large axial installation space can be used for the hydrodynamic circuit H, but nevertheless the eradication effect of a deflection mass pendulum arrangement 36 can also be utilized.
  • a hydrodynamic coupling device again in the form of a hydrodynamic torque converter or a vibration damping arrangement contained therein, will be described below.
  • the torsion damper arrangement 34a again comprises the two torsionally arranged torsional vibration dampers 38a, 40a, which are radially staggered and substantially in the same axial region.
  • An example, disc-like and the first primary side 42a providing component forms in its radially inner region and a friction element of the lock-up clutch 46a, which is pressed by the clutch piston 48a against the inside of the housing 12a and the drive-side housing shell 14a to produce the bridging state.
  • the first secondary side 52 a is provided with a disk-like member 83 a, which in its radially outer region sacrificesabstütz Schemee 84 a for the
  • Damper element units 56a of the first damper element assembly 54a provides.
  • a ring-like support member 86a which supports the damper element units 56a radially outward may be connected, in particular, by riveting.
  • this disk-like component 83a forms the second primary side 60a. This is surrounded on both axial sides by two cover disk elements which provide the second secondary side 62a and are connected radially inwardly to the output hub 50a and of which one, namely the one shown on the right in FIG. 2, is firmly connected to the turbine wheel 22a, for example by riveting ,
  • the disk-like component 83a in particular with its region lying between the two damper element arrangements 54a, 66a, forms the deflection mass carrier 70a, on which the deflection masses 74a again in the region of, for example, two coupling regions 76a are carried steering or pendulum movement.
  • the deflection masses 74a are each formed with two mass parts lying on both sides of the disk part 83a, which parts may, for example, also be fixedly connected to one another.
  • Fig. 5a is an axial view of the torsion damper assembly 34 a, as viewed from the left side in Fig. 4, is shown.
  • the disk-like component 83a with its radially outwardly engaging support areas 84a, on which the damper element units 56a are supported in the circumferential direction.
  • the component 83a for supporting or absorbing the damper element units 68a has openings or so-called spring windows 88a, which are separated in the circumferential direction by respective web regions 90a.
  • respective coupling regions 76a of the also provided by the disc-like component 83a Auslenkungsmassen 1985s 70a curved guideways 80a with radially au found lying vertex area.
  • Fig. 5b) in Fig. 5a) discernible disc-like component 83a is shown in its functionality as a deflection mass carrier 70a.
  • a total of four deflection masses 74a can be seen, each of which is coupled to the deflection mass carrier 70a by means of a coupling element 82a positioned at a distance from each other at a circumferential distance from each other.
  • 5b) also show the curved guideways 78a, which are formed in the deflection masses 74a or the two parts of a respective deflection mass 74a, with the apex region lying radially inwards. It can be seen in Fig.
  • each torsional vibration damper 38a, 40a has four damper element units 56a, 68a which follow one another in the circumferential direction, which are advantageously each assigned to one another, ie the same Peripheral areas lie, so that the support portions 84a, the web portions 90a between the opening gene 88a in the radial direction substantially continue to have so substantially no circumferential offset.
  • a total of four deflection masses 74a are also provided in the region of the deflection mass pendulum arrangement 36a, which are positioned in the circumferential direction in such a way that they are centered in the circumferential direction with respect to a respective support region 84a or web region 90a.
  • the result of this is that the openings to be produced for a respective coupling region 76a in the deflection mass carrier 70a for providing the curved guideways 80a lie on both sides of the support regions 84a or web regions 90a, and thus material weakening in the disk-like component 83a, in particular where the torque input or torque introduction Transmission to or from the damper element units 56a, 68a, is avoided.
  • FIGS. 6 a) and 6 b) show, in a manner corresponding to FIG. 5, a design subject to the same structural principle, but with a different pitch in the area of the damper element units 56 a, 68 a on the one hand and the deflection masses 74 a on the other hand. You can see a total of five first
  • the support regions 84a substantially continue the web regions 90a in the radial direction.
  • Fig. 6b) shows in a corresponding manner a total of five circumferentially successive Auslenkungsmassen 74a, which are now, however, positioned in the circumferential direction so that they are approximately centrally between two circumferentially successive support portions 84a of the disc-like member 83a.
  • a ratio between the number of first damper element units 56a and also the number of second damper element units 68a to the number of deflection masses 74a is 1.
  • Fig. 7 shows in its representation a) again starting from that shown in Fig. 4 Structure of the vibration damping arrangement 32a, the embodiment of the torsion damper assembly 34a with four first damper element units 56a and four second damper element units 68a, as also with reference to Fig. 5a) has already been described.
  • This torsion damper assembly 34a is now combined with a deflection mass pendulum assembly 36a with a total of five circumferentially successive deflection masses 74a, so a structure, as in principle with reference to Fig. 6b) has already been explained.
  • the ratio of the number of the first damper element units 56a and the second damper element units 68a to the number of the deflection masses 74a is 0.8.
  • FIG. 8a Another modification is shown in FIG. 8a there is shown the torsion damper arrangement 34a with five first damper element units 56a and five second damper element units 68a, as shown in the embodiment of FIG. 6a).
  • a deflection mass pendulum arrangement 36a with a total of four deflection masses 74a following one another in the circumferential direction can be seen in FIG. 8b).
  • the ratio of the number of first damper element units 56a and also of the second damper element units 68a to the number of deflection masses 74a is therefore 1, 25.
  • FIGS. 5 to 8 show that, with regard to the numbers or the ratio of the numbers of the damper element units on the one hand and the deflection masses on the other hand, a variability exists which makes it possible to optimally control the vibration behavior of the torsion damper arrangement 34a on the one hand and the deflection mass peg arrangement 36a on the other hand adapt the occurring requirements.

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Abstract

Eine Schwingungsdämpfungsanordnung, vorzugsweise für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend eine Torsionsdämpferanordnung (34), umfassend einen ersten Torsionsschwingungsdämpfer (38) mit einer zur Drehmomentübertragung mit einem Antriebsorgan gekoppelten oder koppelbaren ersten Primärseite (42) und einer gegen die Rückstellwirkung einer ersten Dämpferelementenanordnung (54) um eine Drehachse (A) bezüglich der ersten Primärseite (42) drehbaren ersten Sekundärseite (52) sowie einen zweiten Torsionsschwingungsdämpfer (40) mit einer mit der ersten Sekundärseite (52) verbundenen zweiten Primärseite (60) und einer gegen die Rückstellwirkung einer zweiten Dämpferelementenanordnung (66) um die Drehachse (A) bezüglich der zweiten Primärseite (60) drehbaren und zur Drehmomentübertragung mit einem Abtriebsorgan (50) gekoppelten oder koppelbaren zweiten Sekundärseite (62), eine Auslenkungsmassenpendelanordnung (36), umfassend einen Auslenkungsmassenträger (70) und eine Auslenkungsmassenanordnung (75) mit wenigstens einer am Auslenkungsmassenträger (70) aus einer Neutral-Relativlage auslenkbar getragenen Auslenkungsmasse (74), ist dadurch gekennzeichnet, dass die erste Dämpferelementenanordnung (54) eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden ersten Dämpferelementeneinheiten (56) umfasst oder/und dass die zweite Dämpferelementenanordnung (66) eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden zweiten Dämpferelementeneinheiten (68) umfasst, und dass ein Verhältnis der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten (56) oder/und der Anzahl der zweiten Dämpferelementeneinheiten (68) zur Anzahl der Auslenkungsmassen (74) der Auslenkungsmassenanordnung (75) im Bereich von 0,6 bis 1,7, vorzugsweise 0,8 bis 1,3, liegt.

Description

Schwingungsdämpfungsanordnung, vorzugsweise für den Antriebsstranq eines
Fahrzeugs
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Schwingungsdämpfungsanordnung, vorzugsweise für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend eine Torsionsdämpferanordnung, umfassend einen ersten Torsionsschwingungsdämpfer mit einer zur Drehmomentübertragung mit einem Antriebsorgan gekoppelten oder koppelbaren ersten Primärseite und einer gegen die Rückstellwirkung einer ersten Dämpferelementena- nordnung um eine Drehachse bezüglich der ersten Primärseite drehbaren ersten Sekundärseite sowie einen zweiten Torsionsschwingungsdämpfer mit einer mit der ersten Sekundärseite verbundenen zweiten Primärseite und einer gegen die Rückstellwirkung einer zweiten Dämpferelementenanordnung um die Drehachse bezüglich der zweiten Primärseite drehbaren und zur Drehmomentübertragung mit einem Abtriebsorgan gekoppelten oder koppelbaren zweiten Sekundärseite sowie eine Auslenkungsmassenpendelanordnung, umfassend einen Auslenkungsmassenträger und eine Auslenkungsmassenanordnung mit wenigstens einer am Auslenkungsmassenträger aus einer Neutral-Relativlage auslenkbar getragenen Auslenkungsmasse.
Aus der DE 10 2008 057 648 A1 ist eine Schwingungsdämpfungsanordnung bekannt, welche in einen hydrodynamischen Drehmomentwandler integriert ein Drehmoment zwischen einer Überbrückungskupplung und einer Abtriebsnabe überträgt. Die Schwingungsdämpfungsanordnung ist mit einer Torsionsdämpferanordnung aufgebaut, die zwei zueinander seriell wirksame und im Wesentlichen radial gestaffelte Torsionsschwingungsdämpfer umfasst. Eine erste Primärseite eines radial weiter au ßen positionierten ersten Torsionsschwingungsdämpfers ist an die Ausgangsseite der Überbrückungskupplung angekoppelt. Eine Sekundärseite des weiter radial innen positionierten zweiten Torsionsschwingungsdämpfers ist mit der Abtriebsnabe verbunden. Die erste Sekundärseite des ersten Torsionsschwingungsdämpfers und die zweite Primärseite des zweiten Torsionsschwingungsdämpfers bilden zusammen eine Zwischenmassenanordnung, mit welcher einerseits das Turbinenrad des hydrodynamischen Drehmomentwandlers und andererseits ein Auslenkungsmassenträger einer Auslenkungsmassenpendelanordnung fest verbunden sind. An diesem Auslenkungsmassenträger sind in Umfangsrichtung verteilt mehrere Auslenkungsmassen getragen. Die Auslenkungsmassen sind im Rotationszustand durch die Fliehkraft nach radial außen vorbelastet und bewegen sich bei Auftreten von Drehschwingun- gen ausgehend von einer Neutral-Relativlage bezüglich des Auslenkungsmassenträ- gers im Fliehpotential nach radial innen.
Durch die Kombination einer insbesondere auch mehrstufig arbeitenden Torsionsdämpferanordnung und einer Auslenkungsmassenpendelanordnung werden vorteilhafte Schwingungsdämpfungseffekte erreicht. Die Torsiondämpferanordnung, welche allgemein auch als Festfrequenzdämpfer bezeichnet werden kann, ist auf eine oder ggf. mehrere fest definierte Anregungsfrequenzen abgestimmt und somit primär dazu vorgesehen, bei diesen bekannten bzw. fest vorgegebenen Frequenzen auftretende Schwingungsanregungen zu eliminieren. Die Auslenkungsmassenpendelan- ordnung, welche allgemein auch als drehzahladaptiver Tilger bezeichnet werden kann, ist auf eine oder ggf. mehrere Anregungsordnungen einer drehzahlabhängig sich ändernden Anregungsfrequenz, beispielsweise der Zündfrequenz, abgestimmt, so dass die Eigenfrequenz bzw. die Eigenfrequenzen der Auslenkungsmassenpen- delanordnung mit der Drehzahl variieren, so dass die Abstimmung im Wesentlichen im gesamten Drehzahlspektrum beibehalten bleibt.
Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine derartige Schwingungsdämp- fungsanordnung mit einer Torsionsdämpferanordnung und einer Auslenkungsmas- senpendelanordnung mit verbessertem Schwingungsdämpfungsverhalten bereitzustellen.
Gelöst wird diese Aufgabe bei einer Schwingungsdämpfungsanordnung, vorzugsweise für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend eine Torsionsdämpferanordnung, umfassend einen ersten Torsionsschwingungsdämpfer mit einer zur Drehmomentübertragung mit einem Antriebsorgan gekoppelten oder koppelbaren ersten Primärseite und einer gegen die Rückstellwirkung einer ersten Dämpferelementena- nordnung um eine Drehachse bezüglich der ersten Primärseite drehbaren ersten Sekundärseite sowie einen zweiten Torsionsschwingungsdämpfer mit einer mit der ersten Sekundärseite verbundenen zweiten Primärseite und einer gegen die Rückstellwirkung einer zweiten Dämpferelementenanordnung um die Drehachse bezüglich der zweiten Primärseite drehbaren und zur Drehmomentübertragung mit einem Abtriebsorgan gekoppelten oder koppelbaren zweiten Sekundärseite, sowie eine Auslenkungsmassenpendelanordnung, umfassend einen Auslenkungsmassenträger und eine Auslenkungsmassenanordnung mit wenigstens einer am Auslenkungsmas- senträger aus einer Neutral-Relativlage auslenkbar getragenen Auslenkungsmasse, gemäß einem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung dadurch, dass die erste Dämpferelementenanordnung eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden ersten Dämpferelementeneinheiten umfasst oder/und dass die zweite Dämpferelementenanordnung eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden zweiten Dämpferelementeneinheiten umfasst, und dass ein Verhältnis der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten oder/und der Anzahl der zweiten Dämpferelementeneinheiten zur Anzahl der Auslenkungsmassen der Auslenkungsmassenano- rdnung im Bereich von 0,6 bis 1 ,7, vorzugsweise 0,8 bis 1 ,3, liegt.
Durch das Bereitstellen dieses Verhältnisses im angegebenen Wertebereich wird eine optimierte Abstimmung der beiden zur Schwingungsdämpfung bzw. Eliminierung beitragenden Systembereiche aufeinander erreicht.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zusätzlich zu dem vorangehend angegebenen Verhältnis vorgesehen sein, dass ein Verhältnis der Steifigkeit der ersten Dämpferelementenanordnung zur Steifigkeit der zweiten Dämpferelementenanordnung kleiner als 1 ,2, vorzugsweise kleiner als 1 ist.
Die im Bereich einer jeweiligen Dämpferelementenanordnung vorgesehene Steifigkeit kann beispielsweise als die Federkonstante bzw. eine Gesamtfederkonstante der Dämpferelementenanordnung betrachtet werden, wenn diese mit einer Mehrzahl von beispielsweise auch ineinander geschachtelten oder in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und bezüglich einander abgestützten Dämpferelementen, beispielsweise Federn, ausgebildet ist. Insbesondere dann, wenn der erste Torsions- schwingungsdämpfer bzw. dessen Dämpferelementenanordnung weiter radial außen positioniert ist, als der zweite Torsionsschwingungsdämpfer bzw. dessen
Dämpferelementenanordnung, kann im Bereich der ersten Dämpferelementenanordnung der vergleichsweise große dort zur Verfügung stehende Bauraum genutzt werden, Dämpferelemente mit vergleichsweise geringer Steifigkeit einzusetzen, wodurch eine deutliche Verbesserung in der Entkopplungsgüte erreicht werden kann.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zu- sätzlich zu den vorangehend angegebenen Verhältnissen vorgesehen sein, dass ein Verhältnis eines Maximaldrehmoments der ersten Dämpferelementenanordnung zu einem Maximaldrehmoment der zweiten Dämpferelementenanordnung im Bereich von 0,8 bis 1 ,2, vorzugsweise 0,9 bis 1 ,1 , am meisten bevorzugt bei etwa 1 , liegt, wobei das Maximaldrehmoment einer Dämpferelementenanordnung ein im Bereich der elastischen Wirksamkeit der Dämpferelementenanordnung derselben maximal übertragbares Drehmoment ist.
Durch diese Ausgestaltung der Maximaldrehmomente der beiden Dämpferelemen- tenanordnungen bzw. deren Verhältnis zueinander wird gewährleistet, dass beide Dämpferelementenanordnungen im Wesentlichen das gleiche Maximaldrehmoment übertragen können und somit vorteilhafterweise im gesamten zu übertragenden Drehmomentenbereich im Bereich ihrer Elastizität arbeiten können. Es ist hier darauf hinzuweisen, dass das Maximaldrehmoment einer jeweiligen Dämpferelementenanordnung dadurch vorgegeben sein kann, dass bei Erreichen desselben eine weitere Relativdrehung zwischen der Primärseite und der Sekundärseite des betroffenen Torsionsschwingungsdämpfers beispielsweise durch Wirksamwerden eines Anschlags nicht mehr möglich ist.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zusätzlich zu den vorangehenden Verhältnissen vorgesehen sein, dass ein Verhältnis eines Maximaldrehmoments der ersten Dämpferelementenanordnung zu einem von einem Antriebsaggregat in die Schwingungsdämpfungsanordnung einleitbaren Maximalantriebsdrehmoment im Bereich von 1 ,1 bis 1 ,4, vorzugsweise 1 ,15 bis 1 ,35, am meisten bevorzugt 1 ,2 bis 1 ,22, liegt.
Insbesondere dann, wenn die erste Dämpferelementenanordnung als die weichere, also mit geringerer Steifigkeit ausgebildete Dämpferelementenanordnung bereitgestellt ist, wird gewährleistet, dass im gesamten Spektrum des in einem Antriebsaggregat abgebbaren Drehmoments, also insbesondere Antriebsdrehmoments, die erste Dämpferelementenanordnung im Bereich ihrer Elastizität arbeiten kann.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zusätzlich zu den vorangehend definierten Verhältnissen vorgesehen sein, dass ein Verhältnis eines maximalen Relativdrehwinkels zwischen der ersten Primärseite und der ersten Sekundärseite, ausgehend von einer Neutral-Relativdrehlage der ersten Primärseite bezüglich der ersten Sekundärseite, in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomentflussrichtung von der ersten Primärseite zur zweiten Sekundärseite, zu einem maximalen Auslenkungswinkel wenigstens einer Auslenkungsmasse aus der Neutral-Relativlage bezüglich des Auslenkungsmassen- trägers im Bereich von 1 ,3 bis 10, vorzugsweise im Bereich von 1 ,5 bis 7,5, liegt.
Durch das Bereitstellen eines Verhältnisses der jeweiligen maximalen Auslenkungswinkel wird gleichermaßen eine optimierte Abstimmung der Torsionsschwingungs- dämpferanordnung und der Auslenkungsmassenpendelanordnung aufeinander gewährleistet und insbesondere sichergestellt, dass im gesamten Arbeitsbereich einer der Anordnungen auch die andere noch dämpfend bzw. schwingungstilgend wirksam sein kann.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zusätzlich zu den vorangehend angegebenen Verhältnissen vorgesehen sein, dass das Verhältnis eines mittleren Reibradius einer Kupplungsanordnung zur Kopplung der ersten Primärseite mit dem Antriebsorgan zu einem Radialabstand des Massen- schwerpunks wenigstens einer Auslenkungsmasse zur Drehachse in der Neutral- Relativlage größer als 0,8, vorzugsweise größer als 0,95, ist.
Mit derartiger Ausgestaltung wird gewährleistet, dass insbesondere in der Auslen- kungsmassenpendelanordnung durch Positionierung der wenigstens einen Auslenkungsmasse derselben vergleichsweise weit radial außen die im Rotationsbetrieb auftretende Fliehkraft bzw. die Auslenkung einer Auslenkungsmasse im Fliehpotential effizient genutzt wird.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zusätzlich zu den vorangehend angegebenen Verhältnissen vorgesehen sein, dass das Verhältnis eines Radialabstands des Massenschwerpunkts wenigstens einer Auslenkungsmasse zur Drehachse in der Neutral-Relativlage zu dem Außendurchmesser eines hydrodynamischen Kreislaufs einer die Schwingungsdämpfungsanordnung enthaltenden hydrodynamischen Kopplungsvorrichtung, vorzugsweise Drehmomentwandler, im Bereich von 0,3 bis 0,5 liegt. Auch mit dieser baulichen Maßnahme wird eine optimale Ausnutzung des insbesondere in radialer Richtung zur Verfügung stehenden Bauraums für die Auslenkungs- massenpendelanordnung und somit ein optimiertes Tilgungsverhalten derselben erreicht.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zusätzlich zu den vorangehend angegebenen Verhältnissen vorgesehen sein, dass das Verhältnis einer axialen Breite eines hydrodynamischen Kreislaufs einer die Schwin- gungsdämpfungsanordnung enthaltenden hydrodynamischen Kopplungsvorrichtung, vorzugsweise Drehmomentwandler, zur axialen Breite wenigstens einer Auslenkungsmasse im Bereich von 2,5 bis 7,5, vorzugsweise 2,75 bis 6,9, liegt.
Liegt dieses Verhältnis im angegebenen Wertebereich, ist gewährleistet, dass bei Integration eines drehzahladaptiven Tilgers, also einer Auslenkungsmassenpendel- anordnung, in eine hydrodynamische Kopplungsvorrichtung ausreichend axialer Bauraum für den hydrodynamischen Kreislauf derselben zur Verfügung steht bzw. genutzt wird.
Um die in Antriebssträngen von Fahrzeugen allgemein zu übertragenden Drehmomente im Bereich der elastischen Wirksamkeit der Torsionsschwingungsdämpferan- ordnung übrtragen zu können, wird vorgeschlagen, dass eine Steifigkeit der ersten Dämpferelementenanordnung im Bereich von 10 bis 25 Nm/° liegt oder/und eine Steifigkeit der zweiten Dämpferelementenanordnung im Bereich von 10 bis 55 Nm/° liegt.
Bei einer besonders vorteilhaften Ausgestaltung der Torsionsschwingungsdämpfer- anordnung wird vorgeschlagen, dass die erste Dämpferelementenanordnung im gesamten Relativdrehwinkelbereich der ersten Primärseite bezüglich der ersten Sekundärseite in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomentflussrichtung von der ersten Primärseite zur zweiten Sekundärseite, eine im Wesentlichen konstante Steifigkeit aufweist, oder/und dass die zweite Dämpferelementenanordnung im gesamten Relativdrehwinkelbereich der zweiten Primärseite bezüglich der zweiten Sekundärseite in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomentenflussrichtung von der ersten Primärseite zur zweiten Sekundärseite, eine im Wesentlichen konstante Steifigkeit aufweist. Eine derartige Ausgestaltung bedeutet also, dass zumindest eine der Dämpferelementenanordnungen im Wesentlichen einstufig, also mit einer Auslenkungswinkel-Drehmoment-Kennlinie im Wesentlichen ohne Knick oder Krümmungsbereich ausgebildet ist, wodurch insbesondere abrupte Steifigkeitsübergänge vermieden werden.
Bei einer alternativen Ausgestaltung wird vorgeschlagen, dass die erste Dämpfer- elementenanordnung eine vom Relativdrehwinkel der ersten Primärseite bezüglich der ersten Sekundärseite in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomentenfluss von der ersten Primärseite zur zweiten Sekundärseite, abhängige Steifigkeit aufweist, oder/und dass die zweite Dämpferelementenanordnung eine vom Relativdrehwinkel der zweiten Primärseite bezüglich der zweiten Sekundärseite in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomentenfluss von der ersten Primärseite zur zweiten Sekundärseite, abhängige Steifigkeit aufweist. Insbesondere kann dabei vorgesehen sein, dass mit zunehmender Auslenkung, also zunehmendem Relativdrehwinkel, die Steifigkeit zunimmt, um eine erhöhte Sicherheit gegen das Erreichen einer Endanschlagposition zu gewährleisten.
Ist eine derartige abhängig vom Relativdrehwinkel und somit vom zu übertragenden Drehmoment sich ändernde Steifigkeit bei zumindest einer der Dämpferelementenanordnung vorgesehen, so kann bei dem Verhältnis der Steifigkeit der ersten
Dämpferelementenanordnung zur Steifigkeit der zweiten Dämpferelementenanordnung wenigstens eine Steifigkeit eine mittlere Steifigkeit sein.
Um den beispielsweise in einer hydrodynamischen Kopplungsvorrichtung zur Verfügung stehenden Bauraum optimal auszunutzen, wird vorgeschlagen, dass die erste Dämpferelementenanordnung eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden ersten Dämpferelementeneinheiten umfasst, dass die zweite Dämpferelementenanordnung eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden zweiten Dämpferelementeneinheiten umfasst und dass die Auslenkungsmassenanordnung eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Auslenkungsmassen umfasst.
Dabei kann die Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten der Anzahl der zweiten Dämpferelementeneinheiten entsprechen, oder/und kann die Anzahl der Auslen- kungsmassen der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten oder/und der Anzahl der zweiten Dämpferelementeneinheiten entsprechen. Eine derartige Bauweise bietet sich insbesondere dann an, wenn die erste Sekundärseite oder/und die zweite Primärseite wenigstens ein die ersten Dämpferelementeneinheiten oder/und die zweiten Dämpferelementeneinheiten abstützendes, vorzugsweise scheibenartiges Drehmomentübertragungselement umfasst und der Auslenkungsmassenträger wenigstens ein Drehmomentübertragungselement umfasst. Dies bedeutet, dass die Auslenkungsmassenpendelanordnung bzw. deren Auslenkungsmassenträger baulich integriert ist in die Torsionsschwingungsdämpferanordnung bzw. eine Zwischenmassenanordnung zwischen den beiden Dämpferelementeneinheiten derselben. Dies führt zu Bauraumeinsparungen. Das Vorsehen einer gleichen Anzahl an Auslenkungsmassen einerseits und Dämpferelementeneinheiten andererseits führt zu einer Schwachpunkte in den drehmomentübertragenden Bauteilen vermeidenden Ausgestaltung.
Alternativ bzw. auch zusätzlich kann vorgesehen sein, dass die Anzahl der Auslenkungsmassen sich von der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten oder/und der Anzahl der zweiten Dämpferelementeneinheiten unterscheidet. Mit derartiger Ausgestaltung wird eine grö ßere Freiheit in der Abstimmung der Torsionsschwin- gungsdämpferanordnung einerseits bzw. der Auslenkungsmassenpendelanordnung andererseits auf jeweilige anregende Frequenzen bzw. Ordnungen erreicht.
Um bei einem derartigen Aufbau Schwachpunkte in drehmomentübertragenden Bauteilen zu vermeiden, wird vorgeschlagen, dass die erste Sekundärseite oder/und die zweite Primärseite wenigstens ein die ersten Dämpferelementeneinheiten oder/und die zweiten Dämpferelementeneinheiten abstützendes, vorzugsweise scheibenartiges Drehmomentübertragungselement umfasst und dass der Auslenkungsmassenträger von dem wenigstens einen Drehmomentübertragungselement getrennt ausgebildet und mit diesem verbunden ist.
Eine hinsichtlich einer Schwingungsentkopplung besonders vorteilhafte Ausgestaltung kann dadurch erreicht werden, dass eine Zwischenmassenanordnung zwischen der ersten Dämpferelementenanordnung und der zweiten Dämpferelementenanord- nung die erste Sekundärseite, die zweite Primärseite und die Auslenkungsmassen- pendelanordnung umfasst. Die vorliegende Erfindung betrifft ferner eine hydrodynamische Kopplungsvorrichtung, vorzugsweise Drehmomentwandler, umfassend ein mit Fluid gefülltes oder füllbares Gehäuse, ein Pumpenrad und ein Turbinenrad sowie ein mit einer Getriebeanordnung gekoppeltes oder koppelbares Abtriebsorgan, wobei im Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Gehäuse und dem Abtriebsorgan eine erfindungsgemäß aufgebaute Schwingungsdämpfungsanordnung ist.
Bei einer derartigen hydrodynamischen Kopplungsvorrichtung kann die erste Primärseite vermittels einer Überbrückungskupplungsanordnung mit dem Gehäuse koppelbar sein. Alternativ oder zusätzlich kann das Turbinenrad mit dem Abtriebsorgan dreh fest sein, also mit diesem zur gemeinsamen Rotation um die Drehachse ohne die Möglichkeit einer Relativdrehbewegung ausgebildet sein.
Die Erfindung betrifft ferner ein Antriebssystem für ein Fahrzeug, umfassend ein Antriebsaggregat, eine Getriebeanordnung und im Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Antriebsaggregat und der Getriebeanordnung eine erfindungsgemäße Schwingungsdämpfungsanordnung bzw. hydrodynamische Kopplungsanordnung.
Die Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren detailliert beschrieben. Es zeigt:
Fig. 1 eine Längsschnittansicht eines hydrodynamischer Drehmomentwandlers mit einer Schwingungsdämpfungsanordnung im Drehmomentübertragungsweg zwischen einer Überbrückungskupp- lung und einer Abtriebsnabe;
Fig. 2 eine perspektivische Ansicht einer Auslenkungsmassenpen- delanordnung mit aus einer Neutral-Relativlage bezüglich eines Aus- lenkungsmassenträgers ausgelenkten Auslenkungsmassen;
Fig. 3 eine Axialansicht der Auslenkungsmassenpendelanordnung der Fig. 2;
Fig. 4 eine Teil-Längsschnittansicht eines hydrodynamischen Dreh- momentwandlers mit einer alternativ ausgebildeten Schwingungs- dämpfungsanordnung;
Fig. 5 in ihrer Darstellung a) eine Axialansicht einer Torsions- schwingungsdämpferanordnung für die Schwingungs- dämpfungsanordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4; und in ihrer Darstellung b) eine Axialansicht einer Auslen- kungsmassenpendelanordnung für die Schwingungsdämpfungsan- ordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4;
Fig. 6 in ihrer Darstellung a) eine Axialansicht einer Torsions- schwingungsdämpferanordnung für die Schwingungsdämpfungsan- ordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4; und in ihrer Darstellung b) eine Axialansicht einer Auslenkungsmas- senpendelanordnung für die Schwingungsdämpfungsanordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4;
Fig. 7 in ihrer Darstellung a) eine Axialansicht einer Torsions- schwingungsdämpferanordnung für die Schwingungsdämpfungsanordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4; und in ihrer Darstellung b) eine Axialansicht einer Auslenkungsmas- senpendelanordnung für die Schwingungsdämpfungsanordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4;
Fig. 8 in ihrer Darstellung a) eine Axialansicht einer Torsions- schwingungsdämpferanordnung für die Schwingungsdämpfungsanordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4; und in ihrer Darstellung b) eine Axialansicht einer Auslenkungsmas- senpendelanordnung für die Schwingungsdämpfungsanordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4.
In Fig. 1 ist eine im Längsschnitt dargestellte hydrodynamische Kopplungsvorrichtung, hier ausgebildet als hydrodynamischer Drehmomentwandler, allgemein mit 10 bezeichnet. Der Drehmomentwandler 10 umfasst ein Gehäuse 12 mit einer durch eine als Antriebsorgan wirksame Antriebswelle zur Drehung um eine Drehachse A antreibbaren antriebsseitigen Gehäuseschale 14 und einer abtriebsseitigen Gehäuseschale 1 6. An dieser ist ein allgemein mit 18 bezeichnetes Pumpenrad ausgebildet. Um die Drehachse A aufeinander in Umfangsrichtung folgend sind an der Innenseite der Gehäuseschale 1 6 Pumpenradschaufeln 20 vorgesehen. Dem Pumpenrad 18 axial gegenüberliegend ist im Inneren des Gehäuses 12 ein Turbinenrad 22 vorgesehen. Dieses umfasst den Pumpenradschaufeln 20 axial gegenüberliegende, in Umfangsrichtung aufeinander folgende Turbinenradschaufeln 24. Axial zwischen den radial inneren Bereichen der Pumpenradschaufeln 20 und der Turbinenradschaufeln 24 liegen Leitradschaufeln 26 eines allgemein mit 28 bezeichneten Leitrads. Dieses ist über eine Freilaufanordnung 30 auf einer nicht dargestellten Stützhohlwelle in einer Drehrichtung um die Drehachse A drehbar getragen. Durch das Pumpenrad 18, das Turbinenrad 22 und das Leitrad 28 wird mit dem im Gehäuse 12 vorhandenen Fluid, im Allgemeinen Öl, ein hydrodynamischer Kreislauf H entwickelt, der zur Drehmomentenübertragung bzw. Erhöhung genutzt werden kann.
Im Inneren des Gehäuses 12 ist ferner eine allgemein mit 32 bezeichnete Schwin- gungsdämpfungsanordnung vorgesehen. Diese umfasst im Wesentlichen axial nebeneinander liegend eine Torsionsdämpferanordnung 34, also im Wesentlichen einen Festfrequenzdämpfer, und eine Auslenkungsmassenpendelanordnung 36, also im Wesentlichen einen drehzahladaptiven Tilger.
Die Torsionsdämpferanordnung 34 umfasst radial gestaffelt zueinander zwei Torsi- onsschwingungsdämpfer 38, 40. Der radial weiter außen positionierte erster Torsi- onsschwingungsdämpfer 38 umfasst eine beispielsweise als Zentralscheibenelement ausgebildete erste Primärseite 42, die beispielsweise mit einem Innenlamellenträger 44 einer Überbrückungskupplung 46 verbunden sein kann. Die am Innenlamellenträger 44 getragenen abtriebsseitigen Innenlamellen können durch einen Kupplungskolben 48 mit am Gehäuse 12 bzw. der antriebsseitigen Gehäuseschale 14 drehfest gehaltenen antriebsseitigen Außenlamellen in Reibeingriff gebracht werden und damit die Überbrückungskupplung 46 in einen Einrückzustand gebracht werden, in welchem unter Überbrückung des hydrodynamischen Kreislaufs H ein Drehmoment direkt, also mechanisch, zwischen dem Gehäuse 12 und einer als Abtriebsorgan wirksamen Abtriebsnabe 50 übertragen werden kann.
Eine erste Sekundärseite 52 des radial weiter außen positionierten ersten Torsions- Schwingungsdämpfers 38 umfasst zwei beidseits der ersten Primärseite 42 positionierte Deckscheibenelemente. Zumindest eines davon bildet in einem radial äußeren Bereich Abstützbereiche für eine erste Dämpferelementenanordnung 54. Diese erste Dämpferelementenanordnung 54 umfasst eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und bezüglich der ersten Primärseite 42 einerseits und der ersten Sekundärseite 52 andererseits abgestützten bzw. abstützbaren ersten
Dämpferelementeneinheiten 56. Jede dieser ersten Dämpferelementeneinheiten 56 kann ein oder mehrere Dämpferelemente, also beispielsweise Schraubendruckfedern, umfassen.
In ihrem radial inneren Bereich bilden die beiden miteinander beispielsweise durch Nietbolzen 58 fest miteinander verbundenen Deckscheibenelemente eine zweite Primärseite 60 des weiter radial innen positionierten zweiten Torsionsschwingungs- dämpfers 40. Eine zweite Sekundärseite 62 des zweiten Torsionsschwingungsdämp- fers 40 ist beispielsweise nach Art eines Zentralscheibenelements ausgebildet und ist in ihrem radial inneren Bereich beispielsweise durch Nietbolzen 64 mit der Abtriebsnabe 50 fest verbunden. Zusammen mit der zweiten Sekundärseite 62 kann auch das Turbinenrad 22 durch die Nietbolzen 64 oder ggf. auch separat mit der Abtriebsnabe 50 verbunden sein. Eine zweite Dämpferelementenanordnung 66 des zweiten Torsionsschwingungsdämpfers 40 umfasst eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden zweiten Dämpferelementeneinheiten 68. Auch diese können jeweils ein oder mehrere ineinander geschachtelte oder ggf. in Umfangsrichtung aufeinander folgende Dämpferelemente, beispielsweise Schraubendruckfedern, umfassen. Die zweiten Dämpferelementeneinheiten 68 stützen sich in Umfangsrichtung an jeweiligen Abstützbereichen der zweiten Primärseite 60 und der zweiten Sekundärseite 62 ab.
Bei den beiden Torsionsschwingungsdämpfern 38, 40 können sich die jeweiligen Primärseiten 42, 60 bezüglich der jeweiligen Sekundärseiten 52, 62 unter Erzeugung einer Rückstellwirkung der jeweiligen Dämpferelementenanordnungen 54, 66 um die Drehachse A ausgehend von einer im drehmomentenfreien Zustand vorliegenden Neutral-Relativdrehlage bezüglich einander drehen. Dabei wird das von einem Antriebsaggregat in das Gehäuse 12 eingeleitete Drehmoment über die Überbrü- ckungskupplung 46, die erste Primärseite 42, die erste Dämpferelementenanordnung 54, die erste Sekundärseite 52, die zweite Primärseite 60, die zweite Dämpferelementenanordnung 66, die zweite Sekundärseite 62 auf die Abtriebsnabe 50 und beispielsweise auf eine Getriebeeingangswelle übertragen.
Die in Fig. 2 alleine dargestellte Auslenkungsmassenpendelanordnung 36 umfasst einen beispielsweise ringscheibenartig ausgebildeten Auslenkungsmassenträger 70. Dieser ist beispielsweise in seinem radial inneren Bereich durch Nietbolzen 72 an die beiden Deckscheibenelemente im Bereich radial innerhalb der zweiten Dämpferelementenanordnung 66 fest angebunden, so dass die beiden die erste Sekundärseite 52 und die zweite Primärseite 60 bereitstellenden Deckscheibenelemente zusammen mit der Auslenkungsmassenpendelanordnung 36 im Wesentlichen eine Zwischenmassenanordnung der beiden Torsionsschwingungsdämpfer 38, 40 bereitstellen.
Am Auslenkungsmassenträger 70 sind in Umfangsrichtung aufeinander folgend mehrere Auslenkungsmassen 74 einer Auslenkungsmassenanordnung 75 getragen. Jede dieser Auslenkungsmassen 74 ist am Auslenkungsmassenträger 70 vorteilhafterweise im Bereich von zwei in Umfangsrichtung nebeneinander liegenden Kopplungsbereichen 76 auslenkbar getragen. Jeder dieser Kopplungsbereiche 76 umfasst in der Auslenkungsmasse 74 eine gekrümmte Führungsbahn 78 mit radial innen liegendem Scheitelbereich und im Auslenkungsmassenträger 70 eine gekrümmte Führungsbahn 80 mit radial außen liegendem Scheitelbereich. Ein bolzenartiges Kopplungselement 82 ist so positioniert, dass es beispielsweise unter Abrollbewegung entlang der Führungsbahn 78 in der Auslenkungsmasse 74 und der Führungsbahn 80 im Auslenkungsmassenträger 70 bewegt werden kann. Es sei hier darauf hingewiesen, dass die Führungsbahn 80 im Auslenkungsmassenträger 70 mehrere Führungsbahnbereiche an die Auslenkungsmassen 74 axial zwischen sich einschließenden scheibenartigen Bauteilen 71 , 73 des Auslenkungsmassenträgers 70 umfassen kann und dass die Führungsbahn 78 an einer jeweiligen Auslenkungsmasse 74 mehrere Führungsbahnbereiche jeweils an axial nebeneinander positionierten und eine jeweilige Auslenkungsmasse 74 bereitstellenden scheibenartigen Auslen- kungsmassenteilen 77, 79, 81 umfassen kann.
Durch Fliehkrafteinwirkung werden die Auslenkungsmassen 74 nach radial außen beaufschlagt, so dass in einer Neutral-Relativlage der Auslenkungsmassen 74 bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 70 die Führungselemente 82 jeweils in den Scheitelbereichen der einander zugeordneten gekrümmten Führungsbahnen 78, 80 positioniert sind und die Auslenkungsmassen 74 ihre am weitesten radial außen positionierte Lage einnehmen. Bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten bzw. Drehschwingungen werden die Auslenkungsmassen 74 in Umfangsrichtung bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 70 beschleunigt. Dabei bewegen sich die Führungselemente 82 aus den Scheitelbereichen der Führungsbahnen 78, 80 heraus und zwingen dadurch die Auslenkungsmassen 74 im Fliehpotential nach radial innen, so dass sie eine Schwingungsbewegung im Fliehpotential ausführen. Durch Auslegung der Massen der Auslenkungsmassen 74 einerseits und der Krümmung bzw. Länge der Führungsbahnen 78, 80 andererseits kann auf diese Art und Weise eine Abstimmung der Eigenschwingungsfrequenz der Auslenkungsmassen 74 auf eine anregende Ordnung erzielt werden.
Zusammenfassend kann also allgemein eine derartige Auslenkungsmassenpen- delanordnung 36 so beschrieben werden, dass sie einen Auslenkungsmassenträger 70 umfasst, an welchem wenigstens eine Auslenkungsmasse 74 in wenigstens einem Kopplungsbereich 76 derart getragen ist, dass sie durch Fliehkrafteinwirkung nach radial außen belastet ist und bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten im Fliehpotential nach radial innen gezwungen wird. Der wenigstens eine Kopplungsbereich kann eine gekrümmte Führungsbahn 78 mit radial innen liegendem Scheitelbereich in der wenigstens einen Auslenkungsmasse 74 oder/und eine gekrümmte Führungsbahn 80 mit radial außen liegendem Scheitelbereich am Auslenkungsmassenträger 70 sowie ein entlang der Führungsbahn/Führungsbahnen 78, 80 bewegbares Kopplungselement 82 umfassen.
Es sei darauf hingewiesen, dass grundsätzlich auch andere Ausgestaltungsvarianten von Auslenkungsmassenpendelanordnungen bei einer Schwingungsdämpfungsan- ordnung vorgesehen sein können. Beispielsweise kann eine derartige Auslenkungs- massenpendelanordnung wenigstens eine an einem im Wesentlichen radial sich erstreckenden flexiblen bzw. in Umfangsrichtung auslenkbaren, beispielsweise als Drahtelement oder dergleichen ausgebildeten Trägerelement gehaltene Auslenkungsmasse umfassen, die unter Verformung bzw. Auslenkung des Trägerelements in Umfangsrichtung bezüglich eines Auslenkungsmassenträgers bewegbar ist. Fliehkraftabhängig kann die Radiallage eines Abstützpunkts des Trägerelements bezüglich des Auslenkungsmassenträgers variiert werden, so dass mit zunehmender Drehzahl die freie und somit auslenkbare Länge des Trägerelements variiert bzw. abnimmt und somit die Eigenschwingungsfrequenz einer derartigen Auslenkungs- massenpendelanordnung zunimmt.
Nachfolgend werden verschiedene Auslegungsparameter angegeben, die bei einer derartigen beispielsweise in einen hydrodynamischen Drehmomentwandler 10 integrierten Schwingungsdämpfungsanordnung 32 vorgesehen sein können, um deren Schwingungsdämpfungsverhalten zu optimieren. Es sei hier darauf hingewiesen, dass die nachfolgend angegebenen Parameter jeweils einzeln, grundsätzlich aber auch in beliebiger Kombination miteinander vorgesehen sein können.
Ein erster dieser Aspekte betrifft das Verhältnis der Anzahl an Dämpferelementen- einheiten 56 der ersten Dämpferelementenanordnung 54 zur Anzahl an Auslenkungsmassen 74. Dieses Verhältnis sollte vorteilhafterweise in einem Bereich von 0,6 bis 1 ,7, vorzugsweise 0,8 bis 1 ,3, liegen. Dies bedeutet, dass die Abweichung dieser Anzahlen voneinander nicht zu gro ß sein sollte. Beispielsweise können bei Vorsehen von vier Dämpferelementeneinheiten 56 fünf Auslenkungsmassen 74, o- der bei Vorsehen von fünf Dämpferelementeneinheiten 56 vier Auslenkungsmassen 74 vorgesehen sein. Auch eine jeweils gleiche Anzahl, beispielsweise jeweils vier bzw. jeweils fünf, ist besonders vorteilhaft. Diese Varianten werden, wie nachfolgend auch mit Bezug auf die Fig. 4 und folgende noch beschrieben, dann besonders bevorzugt, wenn der Auslenkungsmassenträger in die Torsionsdämpferanordnung 34 integriert ist. Bei einer baulichen Ausgestaltung, wie sie in Fig. 1 gezeigt ist, also bei grundsätzlich separater Ausgestaltung der Auslenkungsmassenpendelanordnung 36 und Verbindung des Auslenkungsmassenträgers 70 derselben mit der Torsionsdämpferanordnung besteht eine größere Freiheit hinsichtlich des angegebenen Verhältnisses, ohne dass das Problem einer Schwächung von Komponenten der Torsionsdämpferanordnung entsteht.
Es sei darauf hingewiesen, dass ein entsprechendes Verhältnis auch bei der Anzahl der Dämpferelementeneinheiten 68 der zweiten Dämpferelementenanordnung 66 bezüglich der Anzahl an Auslenkungsmassen 74 realisiert sein kann.
Gemäß einem zweiten Aspekt kann ein Verhältnis der Steifigkeit der ersten
Dämpferelementenanordnung zur Steifigkeit der zweiten Dämpferelementenanord- nung kleiner als 1 ,2, vorzugsweise kleiner als 1 sein. Die Steifigkeit kann hier beispielsweise als Federkonstante betrachtet werden, also als das pro Drehwinkeleinheit zur Erzeugung einer Relativdrehbewegung zwischen einer jeweiligen Primärseite und Sekundärseite aufzubringende Drehmoment. Hier wird bei einer jeweiligen Dämpferelementenanordnung 54 bzw. 66 die Gesamtsteifigkeit, also die Steifigkeit aller Dämpferelementeneinheiten 56 bzw. 68 derselben berücksichtigt. Vorteilhafterweise sind dabei die Dämpferelementenanordnungen 54 bzw. 66 bzw. deren
Dämpferelementeneinheiten 56, 68 so ausgebildet, dass sie über den gesamten möglichen Relativdrehwinkel zwischen einer jeweiligen Primärseite und Sekundärseite eine im Wesentlichen konstante Steifigkeit bereitstellen. Alternativ könnten beim ersten Torsionsschwingungsdämpfer 38 oder/und beim zweiten Torsionsschwin- gungsdämpfer 40 die Dämpferelementeneinheiten 56 bzw. 68 mit von der Relativdrehlage der Primärseite bezüglich der Sekundärseite abhängiger, insbesondere mit zunehmendem Relativdrehwinkel zunehmender Steifigkeit ausgebildet sein. In diesem Falle kann dann zum Bilden des vorangehenden Verhältnisses vorteilhafterweise die gemittelte Steifigkeit herangezogen werden, wobei bei stufenartiger Stei- figkeitsänderung, also mit Knickbereichen ausgebildeter Kennlinie, die mittlere Steifigkeit berechnet werden kann durch Bilden der Summe der einzelnen Steifigkeiten und Teilen dieser Summe durch die Anzahl der einzelnen Steifigkeitsbereiche, also durch Bilden des arithmetischen Mittels.
Um die in Kraftfahrzeugen allgemein zu übertragenden Drehmomente im elastischen Bereich der Dämpferelementenanordnungen 54, 66 übertragen zu können, kann die Steifigkeit der ersten Dämpferelementenanordnung 54 im Bereich von 10 bis
25 Nm/° liegen. Die Steifigkeit der zweiten Dämpferelementenanordnung 66 kann im Bereich von 10 bis 55 Nm/° liegen. Grundsätzlich sollte bei der Auslegung vorgesehen sein, dass die Steifigkeit des ersten Torsionsschwingungsdämpfers 38 kleiner ist, als die Steifigkeit des weiter radial innen und vorteilhafterweise im selben Axialbereich wie der erste Torsionsschwingungsdämpfer 38 liegenden zweiten Torsionsschwingungsdämpfers 40. Somit wird im weiter radial außen liegenden Raum das größere Volumen genutzt, um dort auch bei geringerer Steifigkeit einen entsprechend großen Relativdrehwinkelbereich zwischen der ersten Primärseite 42 und der ersten Sekundärseite 52 bereitstellen zu können.
Gemäß einem weiteren Aspekt kann vorgesehen sein, dass das Verhältnis eines Maximaldrehmoments der ersten Dämpferelementenanordnung 54 zu einem Maximaldrehmoment der zweiten Dämpferelementenanordnung 66 im Bereich von 0,8 bis 1 ,2, vorzugsweise 0,9 bis 1 ,1 , am meisten bevorzugt bei etwa 1 liegt. Das Maximaldrehmoment einer jeweiligen Dämpferelementenanordnung 54, 66 kann als dasjenige Drehmoment betrachtet werden, welches in demjenigen Bereich maximal übertragbar ist, in welchem die jeweilige Primärseite und Sekundärseite unter Kompression der zugeordneten Dämpferelementenanordnung bezüglich einander verdrehbar sind, also die Dämpferelementenanordnung in ihrem elastischen Bereich wirksam ist. Das Maximaldrehmoment einer jeweiligen Dämpferelementenanordnung kann begrenzt sein durch einen Drehanschlag, welcher eine Weiterdrehung der jeweiligen Primärseite bezüglich der zugeordneten Sekundärseite und damit eine Überlastung der Dämpferelementenanordnung verhindert. Liegt das Verhältnis der Maximaldrehmomente im angegebenen Bereich, bedeutet dies, dass diese Maximaldrehmomente näherungsweise gleich gro ß sind, so dass gewährleistet ist, dass auch vergleichsweise große bzw. die größten zu übertragenden Drehmomenten in beiden Torsionsschwingungsdämpfern 38, 40 im Bereich von deren elastischer Wirksamkeit übertragen werden können.
Weiter kann vorgesehen sein, dass das Verhältnis eines Maximaldrehmoments der im Allgemeinen mit geringerer Steifigkeit ausgebildeten ersten Dämpferelementenanordnung 54 zu einem von einem Antriebsaggregat maximal abgebbaren Maximalantriebsdrehmoment im Bereich von 1 ,1 bis 1 ,4, vorzugsweise 1 ,15 bis 1 ,35, am meisten bevorzugt 1 ,2 bis 1 ,22, liegt. Somit wird gleichermaßen gewährleistet, dass im gesamten Drehmomentenspektrum, welches von einem Antriebsaggregat, beispielsweise Brennkraftmaschine, abgegeben werden kann, insbesondere auch die im Allgemeinen weicher ausgebildete erste Dämpferelementenanordnung 54 elastisch wirksam sein kann.
Gemäß einem weiteren Aspekt wird zur Optimierung der Schwingungsdämpfungs- bzw. Tilgungscharakteristik vorgeschlagen, dass ein Verhältnis eines maximalen Relativdrehwinkels zwischen der ersten Primärseite und der ersten Sekundärseite, ausgehend von einer Neutral-Relativdrehlage der ersten Primärseite 42 bezüglich der ersten Sekundärseite 52, in wenigstens einer Relativdrehrichtung zu einem maximalen Auslenkungswinkel α einer Auslenkungsmasse 74 aus deren Neutral- Relativdrehlage bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 70 im Bereich von 1 ,3 bis 10, vorzugsweise im Bereich von 1 ,5 bis 7,5, liegt. Der Auslenkungswinkel α einer bzw. aller Auslenkungsmassen 74 ist in Fig. 3 veranschaulicht. Dies ist der Winkel, welcher zwischen zwei von der Drehachse A ausgehenden und den Massenschwerpunkt M einer jeweiligen Auslenkungsmasse 74 in der Neutral-Relativlage bezüglich des Auslenkungsmassenträgers bzw. bei Massenschwerpunkt M' aller jeweiligen Auslenkungsmassen 74 bei aus der Neutral-Relativlage maximal ausgelenkter Auslenkungsmasse durchquerenden Linien eingeschlossen ist. Man erkennt in Fig. 3, dass bei der Auslenkung einer jeweiligen Auslenkungsmasse 74 aufgrund der gekrümmten Ausgestaltung der Führungsbahnen 78 bzw. 80 der Massenschwerpunkt M nach radial innen verlagert wird, wodurch potentielle Energie aufgenommen wird und die Auslenkungsmassen 74 unter Fliehkrafteinwirkung eine Oszillation im Bereich von +/- α um die Neutral-Relativlage ausführen können. Die maximale Auslenkung kann beispielsweise dadurch begrenzt sein, dass die Kopplungselemente 82 die Endbereiche der Führungsbahnen 78 oder/und 80 erreichen und somit eine weitergehende Bewegung nicht mehr möglich ist. Es hat sich gezeigt, dass, selbstverständlich abhängig von den zu eliminierenden Schwingungsordnungen bzw. den diese anregenden Ereignissen der Winkel α vortei hafterweise im Bereich zwischen 5 und 15° liegt, während der maximale Relativdrehwinkel zwischen der ersten Primärseite und der ersten Sekundärseite, selbstverständlich auch wieder abhängig von der jeweiligen Auslegung eines Antriebsstrangs, im Bereich zwischen 20° und 50°, vorzugsweise 23° und 45°, liegen kann. Eine Ausgestaltung der Auslenkungsmas- senpendelanordnung 36 derart, dass der maximale Auslenkungswinkel α größer als 1 5° ist, kann zu gegenseitigen Störungen der Auslenkungsmassen 74 bzw. einer Beeinträchtigung der Tilgungscharakteristik führen, so dass der Winkel α nicht größer als 15° sein sollte.
Da hier insbesondere der Zugzustand, also derjenige Zustand, in welchem ein Antriebsaggregat ein Drehmoment erzeugt und dieses über die Schwingungsdämp- fungsanordnung 32 zu übertragen ist, ein besonders kritischer Zustand ist, sollte diese Bedingung zumindest für diesen Zugzustand, also einen Zustand, in welchem ein Drehmomentenfluss von der ersten Primärseite 42 zur zweiten Sekundärseite 62 vorliegt, realisiert sein. Selbstverständlich kann bei symmetrischer Ausgestaltung der Torsionsdämpferanordnung 34 diese Bedingung auch für den Schubzustand, also bei einem Zustand mit Drehmomentenfluss von der zweiten Sekundärseite 62 zur ersten Primärseite 42, realisiert sein. Um den insbesondere in einem hydrodynamischen Drehmomentwandler 10 zur Verfügung stehenden Bauraum möglichst effizient auszunutzen, kann gemäß einem weiteren Aspekt vorgesehen sein, dass das Verhältnis eines mittleren Reibradius RR der Überbrückungskupplung 46 zu einem Radialabstand RM des Massenschwerpunkts M einer jeweiligen Auslenkungsmasse 74 zur Drehachse in der Neutral- Relativdrehlage bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 70 größer als 0,8, vorzugsweise größer als 0,95, ist. Hier kann als mittlerer Reibradius RR beispielsweise der mittlere Radius desjenigen Flächenbereichs der antriebsseitigen bzw. der ab- triebsseitigen Reibelemente betrachtet werden, in welchem diese einander überlappend reibend wirksam sind. Auch hier kann z. B. das arithmetische Mittel zwischen maximalem und minimalem Reibradius herangezogen werden. Liegt dieses Verhältnis im angegebenen Bereich, so ist dafür gesorgt, dass die Auslenkungsmassen vergleichsweise weit radial außen positioniert sind und somit eine möglichst effiziente Ausnutzung der im Rotationsbetrieb auftretenden Fliehkräfte bzw. des Fliehpotentials erfolgt. Hier könnte beispielsweise der mittlere Reibradius im Bereich von 91 bis 93 mm liegen, während der Radialabstand des Massenschwerpunkts der Auslenkungsmassen 74 zur Drehachse A im Bereich von 93 bis 95 mm liegen kann.
Gemäß einem weiteren vorteilhaften Aspekt kann vorgesehen sein, dass das Verhältnis eines Radialabstands RM des Massenschwerpunkts M der bzw. jeder Auslenkungsmasse 74 zur Drehachse A zum Au ßendurchmesser DH des hydrodynamischen Kreislaufs des Drehmomentwandlers 10 im Bereich von 0,3 bis 0,5 liegt. Dies bedeutet, dass der Massenschwerpunkt M näherungsweise den gleichen Radialabstand zur Drehachse A aufweist, wie die radial äußeren Bereiche der Pumpenrad- schaufein 20 bzw. der Turbinenradschaufeln 24. Auch dies führt zu einer möglichst effizienten Ausnutzung des Bauraums bzw. der im Rotationsbetrieb auf die Auslenkungsmassen 74 einwirkenden Fliehkraft.
Weiter kann vorgesehen sein, dass das Verhältnis einer axialen Breite BH des hydrodynamischen Kreislaufs zu der axialen Breite BA der bzw. jeder Auslenkungsmasse 74 im Bereich von 2,5 bis 7,5, vorzugsweise 2,75 bis 6,9, liegt. Dies bedeutet, dass ein vergleichsweise großer axialer Bauraum für den hydrodynamischen Kreislauf H genutzt werden kann, gleichwohl jedoch auch der Tilgungseffekt einer Auslen- kungsmassenpendelanordnung 36 genutzt werden kann. Mit Bezug auf die Fig. 4 wird nachfolgend eine alternative Ausgestaltung einer hydrodynamischen Kopplungsvorrichtung, auch hier wieder in Form eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers, bzw. einer darin enthaltenen Schwingungsdämpfungs- anordnung beschrieben. Hier sind Komponenten, welche hinsichtlich Aufbau bzw. Funktion den vorangehend beschriebenen Komponenten entsprechen, mit dem gleichen Bezugszeichen unter Hinzufügung eines Anhangs„a" bezeichnet. Da der grundsätzliche Aufbau des Drehmomentwandlers 10a dem vorangehend beschriebenen entspricht, wird im Folgenden lediglich auf die zur Ausgestaltungsform gemäß Fig. 1 bestehenden Unterschiede, insbesondere im Bereich der Schwingungsdämp- fungsanordnung 32a, eingegangen.
Bei dem in Fig. 4 dargestellten Aufbau umfasst die Torsionsdämpferanordnung 34a wieder die beiden radial gestaffelt und im Wesentlichen im gleichen Axialbereich liegenden Torsionsschwingungsdämpfer 38a, 40a. Ein beispielsweise scheibenartiges und die erste Primärseite 42a bereitstellendes Bauteil bildet in seinem radial inneren Bereich auch ein Reibelement der Überbrückungskupplung 46a, welches durch den Kupplungskolben 48a gegen die Innenseite des Gehäuses 12a bzw. der antriebssei- tigen Gehäuseschale 14a pressbar ist, um den Überbrückungszustand herzustellen. Die erste Sekundärseite 52a ist bereitgestellt mit einem scheibenartigen Bauteil 83a, das in seinem radial äußeren Bereich Umfangsabstützbereiche 84a für die
Dämpferelementeneinheiten 56a der ersten Dämpferelementenanordnung 54a bereitstellt. Mit diesem scheibenartigen Bauteil 83a kann ein die Dämpferelementeneinheiten 56a nach radial außen stützendes ringartiges Stützbauteil 86a mit besonderem Vorzug durch Vernietung, verbunden sein. In seinem radial inneren Bereich bildet dieses scheibenartige Bauteil 83a die zweite Primärseite 60a. Diese ist an beiden axialen Seiten umgeben von zwei die zweite Sekundärseite 62a bereitstellenden Deckscheibenelementen, welche radial innen mit der Abtriebsnabe 50a verbunden sind und von welchen eines, nämlich das in Fig. 2 rechts dargestellte, mit dem Turbinenrad 22a fest verbunden ist, beispielsweise durch Vernietung.
Das scheibenartige Bauteil 83a bildet insbesondere mit seinem zwischen den beiden Dämpferelementenanordnungen 54a, 66a liegenden Bereich den Auslenkungsmas- senträger 70a, an welchem die Auslenkungsmassen 74a wieder im Bereich beispielsweise von jeweils zwei Kopplungsbereichen 76a zur Durchführung einer Aus- lenk- bzw. Pendelbewegung getragen sind. In dem in Fig. 4 dargestellten Beispiel sind die Auslenkungsmassen 74a mit jeweils zwei beidseits des Scheibenteils 83a liegenden Masseteilen ausgebildet, die beispielsweise auch miteinander fest verbunden sein können.
In Fig. 5a) ist eine Axialansicht der Torsionsdämpferanordnung 34a, betrachtet von der linken Seite in Fig. 4, dargestellt. Man erkennt das scheibenartige Bauteil 83a mit seinen nach radial au ßen greifenden Abstützbereichen 84a, an welchen sich in Um- fangsrichtung die Dämpferelementeneinheiten 56a abstützen. In seinem radial inneren Bereich weist das Bauteil 83a zur Abstützung bzw. Aufnahme der Dämpferelementeneinheiten 68a Öffnungen bzw. so genannte Federfenster 88a auf, die in Um- fangsrichtung durch jeweilige Stegbereiche 90a getrennt sind. Deutlich zu erkennen sind auch die in jeweiligen Kopplungsbereichen 76a des auch durch das scheibenartige Bauteil 83a bereitgestellten Auslenkungsmassenträgers 70a gebildeten gekrümmten Führungsbahnen 80a mit radial au ßen liegendem Scheitelbereich.
In Fig. 5b) ist das in Fig. 5a) auch erkennbare scheibenartige Bauteil 83a in seiner Funktionalität als Auslenkungsmassenträger 70a dargestellt. Zu erkennen sind hier insgesamt vier Auslenkungsmassen 74a, wobei jede an zwei in Umfangsabstand zueinander liegenden Kopplungsbereichen 76a durch ein dort jeweils positioniertes Kopplungselement 82a an den Auslenkungsmassenträger 70a angekoppelt ist. Zu erkennen sind in Fig. 5b) auch die in den Auslenkungsmassen 74a bzw. den beiden Teilen einer jeweiligen Auslenkungsmasse 74a gebildeten gekrümmten Führungsbahnen 78a mit radial innen liegendem Scheitelbereich. Man erkennt in Fig. 5b) auch in Zuordnung zu den jeweiligen Umfangsendbereichen der Auslenkungsmassen 74a ausgebildete Öffnungen 92a im scheibenartigen Bauteil 83a. Durch diese Öffnungen 92a erstrecken sich die beiden Teile einer jeweiligen Auslenkungsmasse 74a miteinander verbindende Elemente, beispielsweise Nietbolzen oder dergleichen.
Man erkennt in Fig. 5, dass bei dieser Ausgestaltungsart bzw. Auslegung der Torsionsdämpferanordnung 34a einerseits und der Auslenkungsmassenpendelanordnung 36a andererseits jeder Torsionsschwingungsdämpfer 38a, 40a vier in Umfangsrich- tung aufeinander folgende Dämpferelementeneinheiten 56a, 68a aufweist, die vorteilhafterweise jeweils in einander zugeordneten, also gleichen Umfangsbereichen liegen, so dass die Abstützbereiche 84a die Stegbereiche 90a zwischen den Öffnun- gen 88a in Radialrichtung im Wesentlichen fortsetzen, zu diesen also im Wesentlichen keinen Umfangsversatz aufweisen. Auch im Bereich der Auslenkungsmassen- pendelanordnung 36a sind insgesamt vier Auslenkungsmassen 74a vorgesehen, die in Umfangsrichtung so positioniert sind, dass sie in Umfangsrichtung zentriert liegen bezüglich eines jeweiligen Abstützbereichs 84a bzw. Stegbereichs 90a. Dies hat zur Folge, dass die für einen jeweiligen Kopplungsbereich 76a im Auslenkungsmassen- träger 70a zum Bereitstellen der gekrümmten Führungsbahnen 80a zu erzeugenden Öffnungen beidseits der Abstützbereiche 84a bzw. Stegbereiche 90a liegen und somit eine Materialschwächung im scheibenartigen Bauteil 83a insbesondere dort, wo die Drehmomenteinleitung bzw. Übertragung auf die bzw. von den Dämpferelementeneinheiten 56a, 68a erfolgt, vermieden wird. Dies bedeutet, dass trotz baulicher Integration des Auslenkungsmassenträgers 70a in ein Bauteil, welches gleichzeitig auch eine Drehmomentübertragungsfunktionalität in der Torsionsdämpferanordnung 34a aufweist, aufgrund einer Schwächungen vermeidenden Positionierung bzw. aufgrund der gleichen Anzahl an Dämpferelementeneinheiten einerseits und Auslenkungsmassen andererseits eine Übertragung auch hoher Drehmomente möglich ist.
Die Fig. 6a) und 6b) zeigen in einer der Fig. 5 entsprechenden Art und Weise einen dem gleichen Aufbauprinzip unterliegenden Aufbau, jedoch mit einer anderen Teilung im Bereich der Dämpferelementeneinheiten 56a, 68a einerseits und der Auslenkungsmassen 74a andererseits. Zu erkennen sind insgesamt fünf erste
Dämpferelementeneinheiten 56a und fünf jeweils im Wesentlichen im gleichen Radialbereich wie die ersten Dämpferelementeneinheiten 56a angeordnete zweite Dämpferelementeneinheiten 68a. Auch hier setzen also die Abstützbereiche 84a die Stegbereiche 90a in radialer Richtung im Wesentlichen fort. Die Fig. 6b) zeigt in entsprechender Weise insgesamt fünf in Umfangsrichtung aufeinander folgende Auslenkungsmassen 74a, die nunmehr jedoch in Umfangsrichtung so positioniert sind, dass sie näherungsweise mittig zwischen zwei in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Abstützbereichen 84a des scheibenartigen Bauteils 83a liegen. Ebenso wie bei der in Fig. 3 dargestellten Ausgestaltungsart liegt hier also ein Verhältnis zwischen der Anzahl an ersten Dämpferelementeneinheiten 56a und auch der Anzahl an zweiten Dämpferelementeneinheiten 68a zur Anzahl an Auslenkungsmassen 74a bei 1 .
Die Fig. 7 zeigt in ihrer Darstellung a) wieder ausgehend von dem in Fig. 4 gezeigten Aufbau der Schwingungsdämpfungsanordnung 32a die Ausgestaltung der Torsionsdämpferanordnung 34a mit jeweils vier ersten Dämpferelementeneinheiten 56a und vier zweiten Dämpferelementeneinheiten 68a, so wie dies auch mit Bezug auf die Fig. 5a) bereits beschrieben wurde. Diese Torsionsdämpferanordnung 34a ist nunmehr kombiniert mit einer Auslenkungsmassenpendelanordnung 36a mit insgesamt fünf in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Auslenkungsmassen 74a, also einem Aufbau, wie er grundsätzlich mit Bezug auf die Fig. 6b) bereits erläutert wurde. Hier liegt das Verhältnis der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten 56a bzw. auch der zweiten Dämpferelementeneinheiten 68a zur Anzahl der Auslenkungsmassen 74a bei 0,8.
Eine weitere Abwandlung ist in Fig. 8 dargestellt. Dort ist in der Abbildung 8a) die Torsionsdämpferanordnung 34a mit jeweils fünf ersten Dämpferelementeneinheiten 56a und fünf zweiten Dämpferelementeneinheiten 68a erkennbar, so wie dies auch bei der Ausgestaltungsform der Fig. 6a) gezeigt ist. In Zuordnung zu dieser Torsionsdämpferanordnung 34a ist in Fig. 8b) eine Auslenkungsmassenpendelanordnung 36a mit insgesamt vier in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Auslenkungsmassen 74a erkennbar. Das Verhältnis der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten 56a bzw. auch der zweiten Dämpferelementeneinheiten 68a zur Anzahl an Auslenkungsmassen 74a liegt hier also bei 1 ,25.
Die Fig. 5 bis 8 zeigen, dass hinsichtlich der Anzahlen bzw. des Verhältnisses der Anzahlen der Dämpferelementeneinheiten einerseits und der Auslenkungsmassen andererseits eine Variabilität besteht, die es ermöglicht, das Schwingungsverhalten der Torsionsdämpferanordnung 34a einerseits und der Auslenkungsmassenpen- delanordnung 36a andererseits in optimaler Weise an die auftretenden Anforderungen anzupassen. Insbesondere dann, wenn eine Integration der Auslenkungsmas- senpendelanordnung 36a in die Torsionsdämpferanordnung 34a realisiert ist, also beispielsweise ein Drehmomentübertragungselement der Torsionsdämpferanordnung 34a den oder einen Teil des Auslenkungsmassenträgers 70a bereitstellt, ist eine Teilung von 1 :1 , wie dies in den Fig. 5 und 6 gezeigt ist, besonders vorteilhaft, da trotz dieser Funktionenverschmelzung eine sehr stabile Konfiguration des drehmomentübertragenen Bauteils der Torsionsdämpferanordnung 34a, welches gleichzeitig auch eine Funktion im Bereich der Auslenkungsmassenpendelanordnung 36a übernimmt, bereitgestellt werden kann. Es ist darauf hinzuweisen, dass selbstverständlich bei der in den Fig. 4 bis 8 dargestellten Ausgestaltungsvariante alle weiteren vorangehend mit Bezug auf die Fig. 1 beschriebenen Auslegungsparameter einzeln bzw. in Kombination realisiert sein können.

Claims

Patentansprüche
1 . Schwingungsdämpfungsanordnung, vorzugsweise für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend:
- eine Torsionsdämpferanordnung (34; 34a), umfassend einen ersten Torsions- schwingungsdämpfer (38; 38a) mit einer zur Drehmomentübertragung mit einem Antriebsorgan gekoppelten oder koppelbaren ersten Primärseite (42; 42a) und einer gegen die Rückstellwirkung einer ersten Dämpferelementenanordnung (54; 54a) um eine Drehachse (A) bezüglich der ersten Primärseite (42; 42a) drehbaren ersten Sekundärseite (52; 52a) sowie einen zweiten Torsionsschwingungsdämpfer (40; 40a) mit einer mit der ersten Sekundärseite (52; 52a) verbundenen zweiten Primärseite (60; 60a) und einer gegen die Rückstellwirkung einer zweiten Dämpferelementenanordnung (66; 66a) um die Drehachse (A) bezüglich der zweiten Primärseite (60; 60a) drehbaren und zur Drehmomentübertragung mit einem Abtriebsorgan (50; 50a) gekoppelten oder koppelbaren zweiten Sekundärseite (62; 62a),
- eine Auslenkungsmassenpendelanordnung (36; 36a), umfassend einen Auslen- kungsmassenträger (70; 70a) und eine Ausienkungsmassenanordnung (75; 75a) mit wenigstens einer am Auslenkungsmassenträger (70; 70a) aus einer Neutral- Relativlage auslenkbar getragenen Auslenkungsmasse (74; 74a),
dadurch gekennzeichnet, dass die erste Dämpferelementenanordnung (54; 54a) eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden ersten Dämpferelementeneinheiten (56; 56a) umfasst oder/und dass die zweite Dämpferelementenanordnung (66; 66a) eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden zweiten Dämpferelementeneinheiten (68; 68a) umfasst, und dass ein Verhältnis der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten (56; 56a) oder/und der Anzahl der zweiten
Dämpferelementeneinheiten (68; 68a) zur Anzahl der Auslenkungsmassen (74; 74a) der Ausienkungsmassenanordnung (75; 75a) im Bereich von 0,6 bis 1 ,7, vorzugsweise 0,8 bis 1 ,3, liegt.
2. Schwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 1 oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , dadurch gekennzeichnet, dass ein Verhältnis der Steifigkeit der ersten Dämpferelementenanordnung (54; 54a) zur Steifigkeit der zweiten Dämpferelementenanordnung (66; 66a) kleiner als 1 ,2, vorzugsweise kleiner als 1 ist.
3. Schwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 1 oder 2 oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , dadurch gekennzeichnet, dass ein Verhältnis eines Maximaldrehmoments der ersten Dämpferelementenanordnung (54; 54a) zu einem Maximaldrehmoment der zweiten Dämpferelementenanordnung (66; 66a) im Bereich von 0,8 bis 1 ,2, vorzugsweise 0,9 bis 1 ,1 , am meisten bevorzugt bei etwa 1 , liegt, wobei das Maximaldrehmoment einer Dämpferelementenanordnung (54, 66; 54a, 66a) ein im Bereich der elastischen Wirksamkeit der Dämpferelementenanordnung (54, 66; 54a, 66a) derselben maximal übertragbares Drehmoment ist.
4. Schwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 1 , 2 oder 3 oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , dadurch gekennzeichnet, dass ein Verhältnis eines Maximaldrehmoments der ersten Dämpferelementenanordnung (54; 54a) zu einem von einem Antriebsaggregat in die Schwingungsdämpfungsanordnung (32; 32a) einleitbaren Maximalantriebsdrehmoment im Bereich von 1 ,1 bis 1 ,4, vorzugsweise 1 ,1 5 bis 1 ,35, am meisten bevorzugt 1 ,2 bis 1 ,22, liegt.
5. Schwingungsdämpfungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 4 oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , dadurch gekennzeichnet, dass ein Verhältnis eines maximalen Relativdrehwinkels zwischen der ersten Primärseite (42; 42a) und der ersten Sekundärseite (52; 52a), ausgehend von einer Neutral-Relativdrehlage der ersten Primärseite (42; 42a) bezüglich der ersten Sekundärseite (52; 52a), in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomentflussrichtung von der ersten Primärseite (42; 42a) zur ersten Sekundärseite (52; 52a), zu einem maximalen Auslenkungswinkel (a) wenigstens einer Auslenkungsmasse (74; 74a) aus der Neutral-Relativlage bezüglich des Auslenkungsmassenträgers (70; 70a) im Bereich von 1 ,3 bis 1 0, vorzugsweise im Bereich von 1 ,5 bis 7,5, liegt.
6. Schwingungsdämpfungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 5 oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis eines mittleren Reibradius (RR) einer Kupplungsanordnung (46; 46a) zur Kopplung der ersten Primärseite (42; 42a) mit dem Antriebsorgan zu einem Radialabstand (RM) des Massenschwerpunks (M) wenigstens einer Auslenkungsmasse (74; 74a) zur Drehachse (A) in der Neutral-Relativlage größer als 0,8, vorzugsweise größer als 0,95, ist.
7. Schwingungsdämpfungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 6 oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis eines Radialabstands (RM) des Massenschwerpunkts (M) wenigstens einer Auslenkungsmasse (74; 74a) zur Drehachse (A) in der Neutral-Relativlage zu dem Au ßendurchmesser (DH) eines hydrodynamischen Kreislaufs (H) einer die Schwingungsdämpfungsanordnung (32; 32a) enthaltenden hydrodynamischen Kopplungsvorrichtung (1 0; 1 0a), vorzugsweise Drehmomentwandler, im Bereich von 0,3 bis 0,5 liegt.
8. Schwingungsdämpfungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 7 oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis einer axialen Breite (BH) eines hydrodynamischen Kreislaufs (H) einer die Schwingungsdämpfungsanordnung (32; 32a) enthaltenden hydrodynamischen Kopplungsvorrichtung (1 0; 1 0a), vorzugsweise Drehmomentwandler, zur axialen Breite (BA) wenigstens einer Auslenkungsmasse (74; 74a) im Bereich von 2,5 bis 7,5, vorzugsweise 2,75 bis 6,9, liegt.
9. Schwingungsdämpfungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass eine Steifigkeit der ersten Dämpferelementenanordnung (54; 54a) im Bereich von 1 0 bis 25 Nm/° liegt oder/und eine Steifigkeit der zweiten
Dämpferelementenanordnung (66; 66a) im Bereich von 1 0 bis 55 Nm/° liegt.
1 0. Schwingungsdämpfungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Dämpferelementenanordnung (54; 54a) im gesamten Relativdrehwinkelbereich der ersten Primärseite (42; 42a) bezüglich der ersten Sekundärseite (52; 52a) in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomentflussrichtung von der ersten Primärseite (42; 42a) zur zweiten Sekundärseite (62; 62a), eine im Wesentlichen konstante Steifigkeit aufweist,
oder/und dass die zweite Dämpferelementenanordnung (66; 66a) im gesamten Relativdrehwinkelbereich der zweiten Primärseite (60; 60a) bezüglich der zweiten Sekundärseite (62; 62a) in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Dreh- momentenflussrichtung von der ersten Primärseite (42; 42a) zur zweiten Sekundärseite (62; 62a), eine im Wesentlichen konstante Steifigkeit aufweist.
1 1 . Schwingungsdämpfungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 1 0, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Dämpferelementenanordnung (54; 54a) eine vom Relativdrehwinkel der ersten Primärseite (42; 42a) bezüglich der ersten Sekundärseite (52; 52a) in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomen- tenfluss von der ersten Primärseite (42; 42a) zur zweiten Sekundärseite (62; 62a), abhängige Steifigkeit aufweist,
oder/und dass die zweite Dämpferelementenanordnung (66; 66a) eine vom Relativdrehwinkel der zweiten Primärseite (60; 60a) bezüglich der zweiten Sekundärseite (62; 62a) in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomenten- fluss von der ersten Primärseite (42; 42a) zur zweiten Sekundärseite (62; 62a), abhängige Steifigkeit aufweist.
12. Schwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 1 1 und Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass bei dem Verhältnis der Steifigkeit der ersten Dämpferelementenanordnung (54; 54a) zur Steifigkeit der zweiten Dämpferelementenanordnung (66; 66a) wenigstens eine Steifigkeit eine mittlere Steifigkeit ist.
13. Schwingungsdämpfungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Dämpferelementenanordnung (54; 54a) eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden ersten Dämpferelementeneinheiten (56; 56a) umfasst, dass die zweite
Dämpferelementenanordnung (66; 66a) eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden zweiten Dämpferelementeneinheiten (68; 68a) umfasst und dass die Auslenkungsmassenanordnung (75; 75a) eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Auslenkungsmassen (74; 74a) umfasst.
14. Schwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten (56; 56a) der Anzahl der zweiten Dämpferelementeneinheiten (68; 68a) entspricht,
oder/und dass die Anzahl der Auslenkungsmassen (74; 74a) der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten (56; 56a) oder/und der Anzahl der zweiten
Dämpferelementeneinheiten (68; 68a) entspricht.
15. Schwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Sekundärseite (52a) oder/und die zweite Primärseite (60a) wenigstens ein die ersten Dämpferelementeneinheiten (56a) oder/und die zweiten Dämpfer- elementeneinheiten (68a) abstützendes, vorzugsweise scheibenartiges Drehmomentübertragungselement (83a) umfasst und dass der Auslenkungsmassenträger (70a) wenigstens ein Drehmomentübertragungselement (83a) umfasst.
1 6. Schwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 14 oder 1 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Anzahl der Auslenkungsmassen (74; 74a) sich von der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten (56; 56a) oder/und der Anzahl der zweiten Dämpferelementeneinheiten (68; 68a) unterscheidet.
17. Schwingungsdämpfungsanordnung nach Anspruch 1 6, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Sekundärseite (52) oder/und die zweite Primärseite (60) wenigstens ein die ersten Dämpferelementeneinheiten (56) oder/und die zweiten Dämpferelementeneinheiten (68) abstützendes, vorzugsweise scheibenartiges Drehmomentübertragungselement umfasst und dass der Auslenkungsmassenträger (70) von dem wenigstens einen Drehmomentübertragungselement getrennt ausgebildet und mit diesem verbunden ist.
18. Schwingungsdämpfungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, dass eine Zwischenmassenanordnung zwischen der ersten
Dämpferelementenanordnung (54, 54a) und der zweiten Dämpferelementenanord- nung (66; 66a) die erste Sekundärseite (52; 52a), die zweite Primärseite (60; 60a) und die Auslenkungsmassenpendelanordnung (36; 36a) umfasst.
19. Hydrodynamische Kopplungsvorrichtung, vorzugsweise Drehmomentwandler, umfassend ein mit Fluid gefülltes oder füllbares Gehäuse (12; 12a), ein Pumpenrad (18; 18a) und ein Turbinenrad (22; 22a) sowie ein mit einer Getriebeanordnung gekoppeltes oder koppelbares Abtriebsorgan (50; 50a), wobei im Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Gehäuse (12; 12a) und dem Abtriebsorgan (50; 50a) eine Schwingungsdämpfungsanordnung (32; 32a) nach einem der vorhergehenden Ansprüche vorgesehen ist.
20. Hydrodynamische Kopplungsvorrichtung nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Primärseite (42; 42a) vermittels einer Überbrückungskupp- lungsanordnung (46; 46a) mit dem Gehäuse (12; 12a) koppelbar ist oder/und dass das Turbinenrad (22; 22a) mit dem Abtriebsorgan (50; 50a) drehfest ist.
21 . Antriebssystem für ein Fahrzeug, umfassend ein Antriebsaggregat, eine Getriebeanordnung und im Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Antriebsaggregat und der Getriebeanordnung eine Schwingungsdämpfungsanordnung (32; 32a) nach einem der Ansprüche 1 bis 18 oder eine hydrodynamische Kopplungsvorrichtung (10; 10a) nach Anspruch 19 oder 20.
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