WO2016041700A1 - Drehschwingungsdämpfer und anfahrelement - Google Patents

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WO2016041700A1
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torsional vibration
vibration damper
spring
stage
characteristic
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Martin Hertel
Michael Winterstein
Joerg Sudau
Armin Stürmer
Christian Weber
Christoph Sasse
Thomas KRÜGER
Erwin Wack
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Zf Friedrichshafen Ag
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Definitions

  • Embodiments relate to a torsional vibration damper and a starting element, as they can be used for example in the context of a drive train of a motor vehicle, as well as to a corresponding drive train for a motor vehicle.
  • rotary motion is used to transmit mechanical energy.
  • one or more torsional vibrations are superimposed on such a rotational movement.
  • Torsional vibrations can be caused for example by the motor used to generate the rotational movement, but they can also be caused, for example, by impact loads or jerky energy withdrawals.
  • Such torsional vibrations which are also referred to as rotationally nonuniformities, can, for example, load components such as transmissions and differentials. Likewise, they can be perceived as unpleasant when they cause, for example, noise or vibration.
  • torsional vibration dampers are used, for example.
  • An example represents such a drive train of a motor vehicle, in which the rotational movement is caused by a reciprocating engine, so for example a diesel or gasoline engine.
  • This often causes design and conceptional causes a shock-like force and torque development, which can lead to the described torsional vibrations already in the generation of rotational movement.
  • torsional vibration damper can be used.
  • DE 10 2012 221 544 A1 thus relates to a drive train with an internal combustion engine having a predetermined number of cylinders, in which all cylinders are operated in a first operating state, while in a second operating state a part of the cylinders is switched off.
  • the torsional vibration damper system described in this document includes at least one centrifugal pendulum.
  • DE 10 201 1 084 744 A1 relates to a drive system for a vehicle, which likewise comprises an internal combustion engine and a torsional vibration damper arrangement.
  • DE 10 2008 040 1 64 A1 also relates to a hydrodynamic clutch device, in particular a torque converter, while DE 10 201 1017 381 A1 relates to a dual-mass flywheel in a drive train of a motor vehicle.
  • US 2014/0087889 A1 relates to a torque transmission unit for a motor vehicle in the form of a torque converter.
  • DE 10 2005 058 783 A1 thus relates to a torsion damper with a multi-stage characteristic curve for a torque converter. The multi-stage is realized by a combination of two-stage spring characteristics and different impact moments.
  • a torsional vibration damper for damping a vibration component of a rotary motion comprises an input, an output and an intermediate mass arranged between the input and the output. It further comprises a first plurality of spring elements coupled between the input and the intermediate mass forming a first stage of the torsional vibration damper and a second plurality of spring elements coupled between the intermediate mass and the output forming a second stage of the torsional vibration damper. It further comprises at least one absorber mass, which is designed to execute a vibration in response to the rotational movement, in order to damp the oscillation component of the rotational movement.
  • the first stage of the torsional vibration damper in this case has a progressive first characteristic with at least one transition point.
  • the second stage of the torsional vibration damper has a progressive second characteristic with at least one transition point. All transition points of the first characteristic of the first stage of the torsional vibration damper and the second characteristic of the second stage of the torsional vibration damper are spaced from each other in relation to the torque.
  • both the first stage and the second stage of the torsional vibration damper each have progressive characteristics, a better Damping of torsional vibrations without significantly negatively influencing aspects relating to the implementation and production of the torsional vibration damper or its installation space. Because of the crossing points The progressive first and second characteristics of the two stages concerned are spaced from each other, so not only an improved damping of torsional vibrations can be achieved, but also an abrupt change in the characteristic and thus the damping behavior and the response of the torsional vibration damper can be reduced.
  • the first and the second stage of the torsional vibration damper are connected in series via the intermediate mass.
  • the characteristics of the first and second stages of the torsional vibration damper are in this case determined substantially together by the respective plurality of spring elements, which are also referred to as first and second spring set.
  • the spring elements of the respective plurality of spring elements may, for example, be arranged on the same or comparable radii relative to an axis or axial direction about which the rotational movement is carried out.
  • the input, the output and the intermediate mass can thus be rotatable about the common axis.
  • the characteristic curves reproduce the torque M provided by the first or second stage of the torsional vibration damper by a specific angle of rotation ⁇ during a static rotation.
  • the angle of rotation can in this case be related, for example, to an unloaded equilibrium or ground state in which a vanishing torque (Nm 0 Nm Nm Newtonmeter (SI unit of torque)) produced by the respective stage of the torsional vibration damper or provided.
  • the angle of rotation can thus relate to the angle of rotation between the input and the intermediate mass and, in the second stage, to the angle of rotation between the intermediate mass and the output of the torsional vibration damper.
  • a progressive characteristic has a mathematically monotonous washing course. More specifically, even the change in torque as a function of the angle of rotation has at least one monotonously growing, possibly even a strictly monotonically increasing course.
  • a monotonously increasing course always has a slope which is always greater than or equal to 0 (zero).
  • a strictly monotonically increasing course accordingly has a slope that is always greater than 0 (zero).
  • the second angle of rotation cp2 is greater than the first angle of rotation ⁇ 1.
  • the characteristic can thus have, for example, a constant and / or increasing gradient for all angles of rotation with increasing angle of rotation. The characteristic can thus always be progressive over a maximum rotation angle range.
  • the change in torque as a function of the angle of rotation C is also referred to as the stiffness of the respective stage of the torsional vibration damper.
  • the transition point occurs at a twist angle cp3 which lies between the first twist angle ⁇ 1 and the second twist angle cp2, for which therefore ⁇ 1 ⁇ cp3 ⁇ cp2.
  • the transition point thus has the third angle of rotation cp3.
  • the progressive characteristic curve has a kink, a sudden change in the slope of the characteristic curve occurs at the transition point and thus at the third angle of rotation cp3.
  • the change of the Torque as a function of the angle of rotation is so unsteady in the mathematical sense at this point.
  • the transition points of both the first and the second characteristic curve therefore have a distance from each other with respect to the torque as well as with respect to the transition points of the respective other characteristic curve.
  • a cylindrical coordinate system is typically used whose cylinder axis is typically the axial direction of rotation and hence the axial direction of the subject objects, components and systems coincides and possibly even coincides with these.
  • each location or each direction or line may be described by an axial component, a radial component, and a circumferential component.
  • the radial direction and the circumferential direction can depend on one another, the same radial direction is always assumed independently of the relevant angle along the circumferential direction. Correspondingly, this also applies to the circumferential direction.
  • the radial direction always means that which follows the corresponding radial unit vector. The same applies accordingly for the circumferential direction.
  • the transition points of the first characteristic curve and the second characteristic curve can have a distance of at least 20 Nm in relation to the torque. This may make it possible to avoid excessive feedback of torsional vibration into the system as a result of the abruptly possibly changing characteristic curve.
  • adjacent transition points of the first characteristic curve and the second characteristic curve may again have a distance of at most 100 Nm, based on the torque. This may make it possible to compromise on a smooth increase of the characteristic on the one hand and utilization of the available maximum angle of rotation on the other hand to improve.
  • adjacent areas can be considered irrespective of the characteristic to which they belong if there is no other crossing point between the crossing points concerned. Thus, as the junctions are spaced apart, they typically do not interfere with one another when viewed as a particular angle of twist.
  • the first and / or the second characteristic curve may have at least one multistage progressive section which comprises the at least one transition point.
  • at least one section, but also the complete characteristic curve can be designed to be progressively multi-stage.
  • the corresponding characteristic can only be multi-level.
  • the multi-stage progressive section thus has a first partial section with a substantially constant first gradient and a second second partial section immediately adjacent to the first partial section at the transition point with a substantially constant second gradient for angles of rotation greater than that of the first partial region first slope is greater than the second slope.
  • the design as a multi-stage progressive characteristic in this case includes the possibility of implementing two, but also more than two subsections with corresponding slopes which increase toward larger angles of rotation.
  • the stiffnesses of the second partial section may be, for example, a factor greater than the rigidity of the first partial section, which lies between a minimum value and a maximum value.
  • the minimum value of the factor can thus assume the value 1 .6 or the value 2, for example.
  • an undersized value may be detrimental to the overall design of the torsional vibration damper.
  • Minimum values with respect to the factor of 1 .6 and 2 may thus possibly have a positive effect on the aforementioned compromise, not least with regard to production and implementation.
  • Factor it may be advisable to Factor not higher than a maximum factor, which may be 7 or even 5.5, for example. If the factor is chosen too large, it can lead to sudden feedback in components of the system, which includes, among other things, the torsional vibration damper. By appropriate design, it may thus be possible to improve the reliability of the torsional vibration damper and the system in which it is implemented.
  • the first and / or the second characteristic curve may have at least one section with an at least three-step progressive characteristic curve.
  • the first and / or the second plurality of spring elements comprise at least one spring element with an at least partially multi-stage progressive characteristic.
  • the characteristic curve of a spring element can in this case reproduce a dependence of a force F or a torque M as a function of a deformation of the spring element along the circumferential direction.
  • the deformation can be detected for example by a twist angle, but also by a change in length along the circumferential direction.
  • a spring element may thus comprise at least one spring, but optionally also a plurality of springs, as will be explained below.
  • the at least one spring element may have an outer spring and an inner spring, the inner spring having a NEN smaller outer diameter than an inner diameter of the outer spring and at least partially disposed along the circumferential direction within the outer spring.
  • the inner spring relative to the circumferential direction both be longer and shorter than the outer spring. However, they can also extend along the circumferential direction over an identical region, that is to say over an identical angular range, for example.
  • the outer or the inner spring can be designed so as to contribute a torque component to the characteristic curve of the relevant stage only after exceeding a step torsion angle.
  • the respective inner or outer spring contribute its torque share to the characteristic of the stage concerned.
  • the respective outer or inner spring is designed shorter than the other of the two springs, the arguenverwarwinkel straight angularly represents the different length in the installed state of the outer and inner spring.
  • the at least one spring element further comprises a central spring having an inner diameter which is larger than the outer diameter of the inner spring and an outer diameter which is smaller than the inner diameter of the outer spring.
  • the middle spring may be designed so as to contribute a torque share to the characteristic curve of the relevant stage of the torque converter only after exceeding a further stage torsion angle.
  • the further stepped twist angle may in this case be different from the aforementioned stepped twist angle.
  • the stepped twist angle and the further stepped twist angle may differ from one another by at least 20 Nm.
  • the first and / or the second characteristic curve may have at least one continuously progressive section which comprises the at least one transition point. This may make it possible to reduce abruptly occurring changes in the vibration behavior or the damping behavior of the torsional vibration damper or even completely avoid it and thus keep out shock-like feedback from the system, which can be optionally generated by the torsional vibration damper.
  • the section can also include the complete characteristic curve so that it always has a continuously progressive course.
  • the continuously progressive section thus has a steadily increasing slope of the torque as the static twist angle increases as a function of the twist angle in the section concerned.
  • the first and / or the second plurality of spring elements comprise at least one spring element with an at least partially continuously progressive characteristic.
  • the at least one spring element may comprise a spring having at least a first and a second portion, wherein a diameter of a wire of the spring in the first portion is different from a diameter of the wire of the spring in the second portion.
  • a winding spacing of the wire of the spring in the first section may also differ from a winding spacing of the wire of the spring in the second section.
  • the spring element may in this case, however, also comprise a plurality of springs connected in parallel, for example nested, as previously described.
  • each of the sections of the spring may comprise one turn, or more than one turn, but may also include less than one turn.
  • the respective sizes, so for example the diameter or the winding spacing then result by a corresponding limit value analysis.
  • the winding pitch may be derived based on the slope or angle at which the wire is wound.
  • the first stage of the torsional vibration damper may be configured to deliver a first maximum torque.
  • the second stage of the torsional vibration damper may be configured here to deliver a second maximum torque, wherein the first maximum torque may differ from the second maximum torque. This also makes it possible, if necessary, to reduce an impact load even when the load limit of the torsional vibration damper is reached.
  • the first and the second maximum torque differ by a value between 10 Nm and 20 Nm.
  • the first and the second maximum torque may be equalize the previously described equalization with regard to an impulsive feedback even when the stops are reached Avoid, but without unnecessarily strong to leave the possible and constructive twisting unused.
  • the second maximum torque may be higher than the first maximum torque. This may make it possible, if necessary, to keep the first stage still active, while already the second stage of the torsional vibration damper is in its stop. Components which are thus coupled to the intermediate mass or the output can thus possibly profit from the residual damping capability brought about by the difference of the two maximum torques.
  • a first maximum twist angle of the first stage of the torsional vibration damper assigned to the first maximum torque may be greater than a second maximum twist angle of the second stage of the torsional vibration damper assigned to the second maximum torque.
  • a torsional vibration damper further comprise a Tilgermas- support structure, which is adapted to guide the at least one damper mass so that the at least one damper mass can perform the vibration.
  • the Tilgermassenhovpatented can either be rotatably connected to the output of the torsional vibration damper or be part of the intermediate mass of the torsional vibration damper. In other words, the Tilgermassenhovpatented can be rotatably connected to the output or a component between the two stages of the torsional vibration damper.
  • the Tilgermassenhovriosdämpfer may make it possible to protect the Tilgerschwingungsdämpfer with its at least one absorber mass at least by the first stage of the torsional vibration damper, if not by the first and the second stage of the torsional vibration damper from overloading. This may make it possible, not least in terms of functionality of the torsional vibration damper and the reliability to improve the aforementioned compromise.
  • the absorber mass support structure as part of the intermediate mass and thus to benefit the second stage of the torsional vibration from the damping ability of the Tilgerschwingungsdämpfers comprising at least one absorber mass.
  • the Tilgermassenhovtechnik GmbH can optionally be designed as a separate component or implemented as part of another component.
  • a starting element which can be used, for example, for a drive train of a motor vehicle, comprises an input and an output as well as a torsional vibration damper in a configuration as described above.
  • the torsional vibration damper is in this case coupled with its input and its output between the input and the output of the starting element.
  • the starting element may optionally further include a frictional clutch configured to substantially interrupt or create a flow of torque across the frictional coupling.
  • the torsional vibration damper can be coupled either between the input of the starting element and the friction clutch, between the frictionally engaged clutch and the output of the starting element or between the first and the second stage of the torsional vibration damper.
  • the frictionally engaged coupling can be designed as part of the intermediate mass.
  • the intermediate mass may optionally be divided as two and configured to be brought into connection with each other via the frictional contact.
  • a frictional contact or a frictional connection is when two objects frictionally contact each other, so that between them a force in the case of a relative movement perpendicular to a contact surface between them arises, which allows a transmission of a force, a rotational movement or a torque.
  • a speed difference so for example, a slip exist.
  • a frictional contact also includes a frictional or non-positive connection between the objects in question, in which a corresponding speed difference or
  • a starting element may be a torque converter, wherein the starting element comprises a turbine wheel, which is either non-rotatably connected to the output of the torsional vibration damper or part of the intermediate mass of the torsional vibration damper.
  • a powertrain for a motor vehicle includes an internal combustion engine, a transmission, and a starting element coupled between the internal combustion engine and the transmission, the powertrain further comprising a torsional vibration damper as described above.
  • the torsional vibration damper is in this case coupled between the internal combustion engine and an output of the transmission.
  • the torsional vibration damper may also be part of the starting element, so that the starting element is one as described above.
  • the individual components can be one-piece and / or one-piece or produced. This may make it possible to simplify the production and / or assembly of individual components.
  • An integrally formed component may for example be one that is made exactly from a contiguous piece of material.
  • a component or structure manufactured in one piece, provided or manufactured, or even a component or structure manufactured, prepared or manufactured integrally with at least one further component or structure may for example be one which does not deviate from the one without the destruction or damage of one of the at least two components involved at least one further component can be separated.
  • a one-piece component or a one-piece component thus also constitutes at least one component or one-piece component manufactured or integrally manufactured with another structure of the relevant component or the relevant component.
  • the torsional vibration damper and / or its components can be designed rotationally symmetrical, which can for example lead to improved functionality and / or ease of manufacture.
  • the cover plate and / or the receiving component rotationally symmetrical be metric.
  • a component may have n-fold rotational symmetry, where n is a natural number greater than or equal to 2.
  • An n-fold rotational symmetry is present when the component in question, for example, about a rotational or symmetry axis by (360 ° / n) is rotatable and thereby merges substantially in terms of form in itself, ie with a corresponding rotation substantially to itself in the mathematical sense is mapped.
  • rotational symmetry By contrast, in the case of a complete rotation-symmetrical design of a component in any rotation about any angle about the axis of rotation or symmetry, the component essentially transits itself in terms of its shape, so it is essentially mapped onto itself in a mathematical sense. Both an n-fold rotational symmetry as well as a complete rotational symmetry are referred to here as rotational symmetry.
  • a mechanical coupling of two components comprises both a direct and an indirect coupling, that is, for example, a coupling via another structure, another object or another component.
  • a frictional or frictional connection comes about through static friction, a cohesive connection by molecular or atomic interactions and forces and a positive connection by a geometric connection of the respective connection partners. The static friction thus generally requires a normal force component between the two connection partners.
  • Fig. 1 shows a schematic block diagram of a starting element
  • Fig. 2 shows a schematic block diagram of a drive train
  • Fig. 3 shows a cross-sectional view of a starting element in the form of a torque converter
  • 4A shows a partial elevation view in the form of a plan view of a torsional vibration damper of the starting element shown in Figure 3.
  • Fig. 4B illustrates an arrangement of the spring elements of the torsional vibration damper shown in Fig. 4A;
  • Fig. 5 illustrates a first example of characteristics of first and second stages of a torsional vibration damper
  • Fig. 6 illustrates a first example of characteristics of first and second stages of a torsional vibration damper
  • Fig. 7 illustrates a first example of characteristics of first and second stages of a torsional vibration damper
  • FIG. 8A shows a partial elevational view similar to FIG. 4A in the form of a plan view of a torsional vibration damper
  • FIG. 8B shows a schematic illustration, comparable to FIG. 4B, of the arrangement of the spring elements of the torsional vibration damper from FIG. 8A;
  • Fig. 9 shows a partial elevational view in the form of a plan view of another torsional vibration damper
  • FIG. 10 shows a partial elevational view in the form of a plan view of a further torsional vibration damper
  • Fig. 1 1 shows a schematically greatly simplified view of another torsional vibration damper.
  • like reference characters designate like or similar components.
  • summary reference numbers are used for components and objects that occur multiple times in one embodiment or in one representation, but are described together in terms of one or more features.
  • Components or objects which are described by the same or by the same reference numerals may be identical in terms of individual, several or all features, for example their dimensions, but may also be different if the description does not explicitly or implicitly make reference to the description.
  • torsional vibration components of a rotational movement can occur in terms of design and / or design in drive machines which operate on the reciprocating piston principle. Examples include gasoline engines and diesel engines where there are jerky power deployments that can result in corresponding rotational nonuniformities and corresponding torsional vibration components.
  • torsional vibration dampers can be used in which a transmission of torque via one or more spring elements.
  • the one or more spring elements used here is the short-term recording of the excess energy contained in the torsional vibration components against a mean energy of the rotational movement, which can be delivered in the correct direction from the spring elements in the rotational movement again.
  • a temporary increase in the energy or torque can thus be intercepted and coupled into the rotary motion again in the correct phase.
  • torsional vibration dampers are used in the field of torque converters with speed-adaptive absorbers (DAT) in combination with a two-damper converter (ZDW), ie a double-row or two-stage torsional vibration damper.
  • DAT speed-adaptive absorbers
  • ZDW two-damper converter
  • a vibration decoupling can be achieved in which, for example, the rotational irregularities induced by the internal combustion engine are at least reduced.
  • the speed-adaptive absorber which is also referred to as Tilgerschwingungsdämpfer, is often recognized in such systems either on the intermediate mass between the respective spring sets or on the secondary side, ie behind the second spring set, at the output of the torsional vibration damper.
  • C0 2 emissions carbon dioxide emissions
  • these goals are realized on the engine side, for example, by reducing the displacement and reducing the speed of rotation of internal combustion engines and other components of the drive train. These measures are also referred to as downsizing or downspeeding.
  • a torsional vibration damper as described below, so the decoupling good example of a torque converter or improve another starting element, for example, in the considered particularly critical low speed range, so that a potential for lowering the starting speed can also be realized if necessary.
  • FIG. 1 thus shows a schematic block diagram of a starting element 100, which comprises an input 110 and an output 120.
  • the starting element 100 further comprises a torsional vibration damper 130, which in turn has an input 140 and an output 150, in which the starting element 100 shown here is also the output 120 of the starting element 100.
  • the input 140 of the torsional vibration damper 130 is configured as a second part of a primary mass of the starting element 100, while the input 110 of the starting element represents a further part of the primary mass, which is also designated as "part 1" of the primary mass in FIG
  • Start-up element 100 further comprises a frictionally engaged coupling 160, which is coupled between input 110 of start-up element 100 and input 140 of torsional vibration damper 130.
  • coupling 1 60 can essentially be used to interrupt a torque flow via coupling 1 60 or also If, for example, a frictionally engaged clutch 1 60 is closed in the unloaded state (normally closed), the torque flow through the clutch 160 can be interrupted by a corresponding activation of the clutch Coupling 1 60 um such, which is typically open in its initial state, so that in this state a torque transmission across the clutch 1 60 is not possible (normally o- pen), so by a corresponding driving the clutch 1 60, the torque flow through the clutch. 1 60 be created away.
  • a corresponding coupling 160 can in this case build up, for example, on the basis of frictional contact between corresponding friction surfaces.
  • the starting element 100 is more specifically a torque converter 170, which, in addition to the coupling 160, allows a second torque transmission path via a pump / turbine arrangement 180.
  • the pump / turbine arrangement 180 thus comprises an impeller 190, which is non-rotatably coupled to the input 1 10 of the starting element and during operation a hydrodynamic flow, which may interact with a turbine wheel 200 of the pump / turbine assembly 180.
  • a torque can be transmitted from the impeller 190 to the turbine 200, wherein in the example of a starting element 100 shown here, the turbine 200 is rotatably coupled to the output 120 and the output 150 of the starting element 100 and the torsional vibration damper 130.
  • the pump / turbine arrangement 180 further comprises a stator 210, which is coupled via a freewheel not shown in FIG. 1 with a support 220, for example in the form of the output 120 of the starting element 100 and / or the output 150 of the torsional vibration damper 130.
  • the stator 210 can thus be used to increase the torque and in this case be supported on the support 220 via the mentioned freewheel.
  • the coupling 1 60 is also referred to as a bridging clutch for the pump / turbine arrangement 180.
  • the torsional vibration damper 130 has a first plurality of spring elements 230, which are also designated as C1 in FIG. 1 and are arranged between the input 140 and an intermediate mass 240 of the torsional vibration damper and are coupled thereto.
  • the first plurality of spring elements 230 which are also referred to as the first or outer spring set, forms a first stage of the torsional vibration damper 130.
  • the torsional vibration damper 130 has a second plurality of spring elements 250 which are interposed between the intermediate mass 240 and the output 150 of the torsional vibration damper 130, which is also referred to as secondary mass, are arranged.
  • the spring elements of the second plurality 250 are in this case correspondingly coupled between the intermediate mass 240 and the output 150 of the torsional vibration damper 130 and in this case form a second stage of the torsional vibration damper 130.
  • Both the first plurality of spring elements 230 as well as the second plurality of spring elements 250 are shown schematically as a series connection of two springs to illustrate that both the first stage and the second stage of the torsional vibration damper 130 each have a progressive characteristic with at least one transition point.
  • corresponding progressive characteristics can certainly be realized by means of series circuits of springs.
  • the first stage of the torsional vibration damper 130 that is to say the first plurality of spring elements 230, is also identified in FIG. 1 by C1, the second stage or the second plurality of spring elements 250 by C2.
  • C denotes the rigidity of the relevant stage of the torsional vibration damper 130, that is to say a gradient or a change or derivation of the characteristic curve as a function of the angle of rotation ⁇ .
  • the characteristics give, for example, the torque M provided by the respective stage in the case of a static rotation by a specific angle of rotation ⁇ , wherein the angle of rotation respectively relates to an unloaded equilibrium or ground state of the torsional vibration damper 130, in which a vanishing torque (0 Nm ) is provided by the respective stage of the torsional vibration damper.
  • the torsional vibration damper 130 further has at least one damper mass 260 which is coupled to the intermediate mass 240 in the starting element shown here and is designated as DAT (speed-adaptive damper).
  • the at least one absorber mass 260 may also be coupled, for example, to the output 150, that is to say the secondary mass of the torsional vibration damper 130.
  • the at least one absorber mass 260 can thus be movably guided by a absorber mass support structure, so that the at least one absorber mass 260 is able to execute a corresponding oscillation as a function of the rotational movement, thus producing a vibration component of the oscillatory mass To dampen rotational movement.
  • the absorber mass support structure can thus be, for example, part of the intermediate mass 240, but it can also be non-rotatably connected to the outlet 150 and thus a part of the secondary mass form.
  • the Tilgermassenhovtechnik can be designed here as a separate component, but also as part of another component.
  • the input 1 10 of the starting element 100 can be coupled for example with an internal combustion engine, while the output 150 can be rotatably connected, for example, with a transmission input shaft of a transmission, not shown in Fig. 1.
  • the torque flow through the clutch 1 60 can be interrupted by a corresponding opening thereof, while due to the lack of rigid or rotationally fixed connection between the impeller 190 and the turbine 200, a standing of the transmission input shaft even with a rotation of the input 1 10 of Starting element 100 is possible.
  • the first characteristic of the first stage of the torsional vibration damper 130 has at least one transition point due to its progressive design. Accordingly, the second characteristic of the second stage of the torsional vibration damper 130 has at least one corresponding transition point due to its progressive design.
  • the transition points of the first characteristic curve and the second characteristic curve are spaced apart from one another in relation to the torque.
  • the torsional vibration damper 130 may be designed, for example, such that the transition points have a distance of at least 20 Nm relative to the torque. Adjacent transition points of the first and second characteristic curves may have a spacing of not more than 100 Nm between each other and between different characteristic curves.
  • FIG. 1 thus illustrates a dynamic scheme of a corresponding damper-absorber system, which can be switched for example between an internal combustion engine and a transmission.
  • FIG. 2 shows a schematic block diagram of a powertrain 270 that includes an internal combustion engine 280 and a transmission 290.
  • a starting element 100 can be coupled between the internal combustion engine and the transmission 290, as has been described, for example, in connection with FIG. 1.
  • This may thus include a torsional vibration damper 130 coupled between the engine 280 and an output of the transmission 290.
  • conventional starting element 100 can also be integrated if, for example, the torsional vibration damper 130 is designed as part of the transmission 290.
  • the transmission 290 may, for example, be implemented as a multi-speed, multi-speed ratio, but also as a continuously variable transmission or a combination thereof. In the case of a stepped transmission or a corresponding sub-transmission, this can be implemented, for example, on the basis of planetary gear sets, but also on the basis of a spur gear.
  • the internal combustion engine may be, for example, a reciprocating engine, that is, for example, an Otto engine or a diesel engine. However, other internal combustion engines can also be used.
  • the engine 280 may include additional components of an electric motor to form, for example, a hybrid power plant.
  • a corresponding hybrid module can thus be designed, for example, as a part of the internal combustion engine 280, of the starting element 100 or also of the transmission 290 completely or partially.
  • FIG. 1 has shown a dynamic diagram of the torque converter 170 with a speed-adaptive absorber on the intermediate mass 240, a constructive, more detailed embodiment of a corresponding starting element 100 will now be described with the aid of FIGS. 3, 4A and 4B.
  • the multi-stage characteristic of the torsional vibration damper 130 which is also referred to as a torsion damper characteristic curve, is realized here by a two-stage sequence of the first and second plurality of spring elements 230, 250 with different bending moments, ie different transition points.
  • a spring element which is also referred to as a spring package.
  • a spring element may also comprise only a single spring.
  • the two-stage can here be generated by using shorter inner springs, as they come only at the envisaged or contemplated limit torque, which is also referred to as a bending moment to concern and thus active only upon further rotation of the spring element and this parallel circuit of individual springs increases the spring stiffness of the relevant stage.
  • 3 shows a cross-sectional view through a corresponding starting element
  • FIG. 4A shows a plan view of a corresponding torsional vibration damper
  • FIG. 4B shows a schematic arrangement of the spring elements.
  • the starting element 100 in this case has a housing 300 which is rotatably connected to a flexible plate 305 for mechanical coupling of the starting element 100 to the internal combustion engine 280, not shown in FIG.
  • the flexible plate 305 is also referred to as flexplate and has, for example, in the embodiment shown here a plurality of circumferentially distributed holes 310 for mechanical connection.
  • the housing 300 has a first housing shell 320, also referred to as a cover, which is connected to a second housing shell 340 via a weld 330.
  • first housing shell 320 also referred to as a cover
  • second housing shell 340 By welding 330, the two housing shells 320, 340 form a fluid-sealed volume, in the interior of the Torsional vibration damper 130 is arranged.
  • WK Wandleruberbruckungskupplung
  • This has a plurality of outer plates 350, which engage with the first housing shell 320 via a corresponding tooth structure, so as to transmit a rotational movement from the first housing shell 320 of the housing 300 to the outer plates 350.
  • the housing 300 or its first housing shell 320 thus forms an outer plate carrier (ALT) 355, with which the outer plates 350 are engaged.
  • the clutch 1 60 further comprises between the outer disk arranged inner disk 360, which may for example have friction pads to form a frictional contact with the outer disk 350.
  • the inner disks 360 are in this case also in engagement with an inner disk carrier (ILT) 370 via a corresponding toothing.
  • ILT inner disk carrier
  • a piston 380 is in this case displaceable along an axis 390 in order to displace the inner disks 360 and the outer disks 350 along the axis 390 and thus to frictionally engage.
  • the piston 380 is in this case sealed off from the further interior of the housing 300 via a seal 400.
  • the piston chamber thus formed between the first housing shell 320 and the piston 380 can be supplied with pressure via a corresponding inflow bore, so as to create or cancel the frictional engagement in a specific embodiment of the coupling 1 60.
  • the coupling 1 60 further comprises a spring element 410, which is riveted to the first housing shell 320 and sealed by a further seal 420.
  • the inner disk carrier 370 is connected to a central disk 430 so as to couple into the torsional vibration damper 130 the torque coupled via the inner disk carrier 370 or the rotational movement coupled via the inner disk carrier 370.
  • the inner disk carrier 370 can thus be regarded as the input 140 of the torsional vibration damper 130.
  • the central disk 430 is now in abutment with the first plurality of spring elements 230, wherein the corresponding spring elements form the rigidity of the first stage of the torsional vibration damper 130.
  • the spring elements of the first plurality of spring elements 230 engage with two cover plates 440 via which the rotational movement of the first plurality of spring elements 230 derettin 230 is transmitted to the second stage of the torsional vibration damper 130.
  • the cover plates 440 are in this case rotatably connected together and formed such that it not only serves as An Trust- or Ab Georgbleche for the spring elements of the first plurality of spring elements 230, but also for this form a spring channel to which the spring elements of the first plurality of Can apply spring elements radially outside and radially inside if necessary.
  • the cover plates 440 also serve as a driving components for the spring elements of the second plurality of spring elements 250, which are arranged radially further inboard.
  • the spring elements of the second plurality of spring elements 250 in this case forms the second stage of the torsional vibration damper 130 and is in contact with a hub disc 450 in order to receive the rotational movement transmitted via the second plurality of spring elements 250.
  • the spring elements of the second plurality of spring elements 250 thus forms the second stage of the torsional vibration damper 130, which is also referred to as the second stiffness C2.
  • the hub disc 450 is rotatably connected via a riveting 460 with an output hub 470, also referred to as a torsion damper hub.
  • the output hub 470 has an internal toothing, via which the transmission input shaft (not shown in FIG. 3) and a correspondingly shaped external toothing thereof can initiate the rotational movement into the transmission (also not shown in FIG. 3).
  • both the spring elements of the first plurality of spring elements 230 and the spring elements of the second plurality of spring elements 250 are configured such that they each have an outer spring 480 and an inner spring 490 have.
  • the spring elements are not necessarily designed identically, as will be described in greater detail in connection with FIGS. 4A and 4B.
  • the sectional plane shown in Fig. 3 in the region of the first plurality of spring elements 230 just cuts both the inner spring 490 and the outer spring 480, while the position of the cutting plane in the region of the second plurality of spring elements 250 at the Fig.
  • the spring elements of the multiple numbers of spring elements 230, 250 may thus comprise, for example, shorter inner springs than the outer springs.
  • spring elements may also be implemented in which both the inner spring 490 and the outer spring 490 are substantially equal in length.
  • the starting element 100 also has a pump / turbine arrangement 180 due to its design as a torque converter 170.
  • the second housing shell 340 serves as a pump wheel 190, which is simply referred to as a pump.
  • a plurality of pump blades 500 is connected, which causes a fluid flow in the direction of the turbine or of the turbine wheel 200 due to the rotational movement of the housing 300.
  • the turbine wheel 200 also has a plurality of turbine blades 510 distributed along the circumferential direction, which in turn converts the fluid flow caused by the impeller 190 into a rotational movement.
  • the circuit of the fluid flow started by the impeller 190 is closed via a stator 210.
  • the turbine 200 For coupling the transmitted via the pump / turbine assembly 180 torque to the output hub 470, which may form, for example, the output 150 of the torsional vibration damper, the turbine 200 is also rotatably connected via the riveting 460 with the output hub 470. However, in other embodiments, turbine wheel 200 may also be connected to a portion of intermediate mass 240 of torsional vibration damper 130.
  • the intermediate mass 240 comprises, for example, the track plates 440 of the torsional vibration damper 130 and the sheet metal plates 530 which act as absorber mass carrier structure 420, which are likewise non-rotatably connected via a riveting 540 to the cover plates 440 and thus to the intermediate mass 240.
  • the web plates 530 serve in this case for the movable guidance of the absorber masses 260, which are movably guided, for example, via rolling elements on the absorber mass carrier structure 520, so that the absorber masses 260 absorb a vibration to dampen one Can perform vibration component of the rotational movement.
  • the absorber masses 260 are designed in several parts and thus comprise three each along the axis 390 several, in the present case three Einzeleltilgermassen 550th
  • the absorber masses 260 which are also referred to as flyweights, are guided through two web plates spaced along the axis 390, which together form the absorber mass carrier structure 520.
  • the torsional vibration damper 130 also has a plurality of absorber masses 260.
  • the number of absorber masses can also be increased or reduced here if necessary.
  • the intermediate mass 240 here likewise includes the absorber mass support structure 520 in the form of the track plates 530, since the latter is connected in a rotationally fixed manner via the riveting 540 to the cover plates 440.
  • the riveting 540 also ensures a spacing of the individual web plates 440 along the axis.
  • the Tilgermassenarme 520 may also be directly connected to the output hub 470, so the output 150 of the torsional vibration damper 130.
  • the turbine 200 may be rotatably connected instead of the riveting 460 with the riveting 540 with the intermediate mass.
  • the second stage of the torsional vibration damper 130 and possibly also the speed-adaptive absorber with its at least one damper mass 260 depending on their connection could be used for damping rotational nonuniformities or torsional vibrations transmitted via the pump / turbine arrangement 180.
  • FIG. 4A shows a plan view of the torsional vibration damper 130 from FIG. 3, wherein due to the viewing direction the absorber masses 260 are covered by the cover plates 440. More specifically, the illustration of Figure 4A is a partial elevational view showing, for example, the spring assemblies with their loose inner springs.
  • the partial elevation view of FIG. 4A thus also shows the torque flow within the torsional vibration damper 130 from its input 140, ie the inner disk carrier 370 to its output 450 in the form of the output hub 470.
  • a Riveting 560 transmits the rotational movement to the central disk 430.
  • This has a plurality of drive sections 570 arranged along the circumferential direction, which in turn is in each case in contact with a spring shoe 580 in the example of a torsional vibration damper shown here.
  • the spring shoes 580 are in this case with the outer springs 480 of the spring elements of the first stage of the torsional vibration damper 130, so the first plurality of spring elements 230 in contact.
  • the spring elements of the first plurality of spring elements 230 likewise have internal springs 490, wherein inner springs 490, 490 'of different lengths are used for this purpose.
  • the inner spring 490 as shown in Fig. 4A above, for example, has substantially the same length along the circumference, as the corresponding outer spring 480.
  • the spring shoes 580 are also formed so that it always with both the outer Spring 480 as well as with the inner spring 490 in contact.
  • the spring shoes 580 in this case have a radial clearance both to the inner springs 490 as well as to the outer springs 480.
  • the outer springs 480 are identical to the outer springs 480 used above, the inner springs 490 'differ from the inner springs 490 above in terms of their length. Accordingly, they also come into contact with the corresponding spring shoes 580 'only at a later time, namely only after exceeding a step twist angle.
  • the spring shoes 580 in contrast to the spring shoes 580 in the example shown here on different surfaces, which are aligned substantially perpendicular to the circumferential direction in order with the respective springs 480, 490 'to get in touch. But here, too, the spring shoes 580 'have a radial play on both the outer springs 480 and the inner springs 490'.
  • the torque is transmitted from the first plurality of spring elements 230 to the second plurality of spring elements 250.
  • the torque transmitted via the second plurality of spring elements 250 and the corresponding rivets 460 are then transmitted to the output hub 470, that is to say the output 150 of the torsional vibration damper 130.
  • Fig. 4B summarizes this arrangement of the inner and outer springs 480, 490 of the respective pluralities 230, 250 of spring elements together again.
  • the capital letters A and D respectively denote the outer springs 480 and 480 'of the first and second plurality of spring elements 230, 250.
  • the letter B represents the long inner springs 490 of the first plurality of spring elements 230
  • the letter C represents the short inner springs 490 'of the outer first plurality of spring elements 230.
  • the letter represents E the long inner springs 490 "of the second plurality of spring elements 250
  • the letter F represents the short inner springs 490 '" of the second plurality of spring elements.
  • the spring elements of the first plurality of spring elements are arranged in the order A / B -A / C -A / B -A / B -A / C.
  • the first plurality of spring elements comprises five spring elements arranged equidistantly along the circumferential direction.
  • the second plurality of spring elements 250 comprises five equidistantly arranged spring elements, which, however, differ slightly in their arrangement from the arrangement just described. These are arranged according to the order D / E - D / E - D / F - D / F - D / E.
  • the spring elements of the first plurality of spring elements 230 and the spring elements of the second plurality of spring elements 250 are just arranged so that along a radially outward line wherever there is a spring element of the first plurality of spring elements 230 is also a corresponding spring element of the second plurality is arranged by spring elements 250 and vice versa.
  • the two pluralities of spring elements 230, 250 in the torsional vibration damper 130 shown here are not offset from one another.
  • the spring elements of the two pluralities of spring elements 230/250 also just arranged so that the first-mentioned spring elements are arranged along a common radial direction, the second-mentioned spring elements of the two pluralities of spring elements 230/250 are arranged accordingly etc.
  • the multiple numbers of spring elements 230, 250 thus form an outer and an inner spring set, wherein the spring elements of the corresponding spring sets are each configured here as spring packs with an outer spring and an inner spring. In other examples, however, other arrangements may occur, for example, instead of a spring assembly and a single spring form a spring element or more than two springs a corresponding spring assembly or spring element.
  • the torsional vibration damper 130 and in particular with regard to the function of the speed-adaptive absorber is a Sarazin-Tilger.
  • a device in particular in the context of a torque converter 170, such a device can hardly be used alone as a torsional vibration decoupling system, since the torsional vibrations which are brought into the system by the motor are often too strong for a damper.
  • a Tilger designed such that this would have a sufficiently high decoupling ability this would probably be neither economically nor ecologically useful, so that always a pre-decoupling in the form of a Vorentkopplungssystems, for example using spring sets is advisable.
  • a large alternating torque for example, 1 100 Nm and more in the order of half the number of cylinders occur.
  • the absorber due to its basic physical design, an increasing torque at increasing speeds on. This may, for example, provide another reason for the use of a pre-decoupling system, since, ultimately, in conclusion, this means that for smaller rotational speeds, where there is a greater likelihood of the occurrence of rotational irregularities due to the system, the absorber will have fewer absorber torques. In this speed range, it may then be advisable to design the pre-decoupling system, that is to say the multiple numbers of spring elements or the corresponding torsion damper, in such a way that it provides the greater proportion of rotationaluniformity decoupling.
  • Good decoupling can be provided, for example, if the system is operated in the supercritical range as far as possible from the natural frequency. This means that either the dimensions should be high, which should be considered as ecologically and eco- However, for economic reasons it is rather critical to assess or that the rigidity should be as small as possible.
  • a further limitation with regard to the design parameters is that only a limited pivot angle ⁇ is available, since typically only 360 for torque introduction via a corresponding component (eg sheet metal), the torque transmission via the spring elements and the torque output via a corresponding other Component (eg sheet metal) are available for rotation.
  • a two-stage spring characteristic there are essentially four parameters. These include the stop moment, the stop angle, the buckling moment and the bending angle.
  • the abutment torque can not be chosen freely here, since in the case of a safe design and design of such a torsional vibration damper, the full engine torque should be transmitted with predetermined security.
  • the stop angle is often constructive, so that only the buckling moment and the bending angle remain as a free parameter.
  • the first piece or the first portion of such a characteristic may therefore be softer than the corresponding spring rate be configured without two stages. In the second part or in the second part of the characteristic curve concerned, it can then behave exactly the other way round.
  • the buckling torque of the two-stage can in this case be designed such that the absorber from the assigned at that moment speed of the full load characteristic of the engine, such as at speeds in the range between 1 100 and 1500 revolutions, for example in the range between 1 100 and 1400 revolutions per minute can feed back sufficiently high Tilgermoment, so that the residual rotation nonuniformity is sufficiently small.
  • the buckling torque is calculated from the sum of the product of the rigidity rates (C rates) of the first stage and the oscillation angle of the primary mass or the input 140 of the torsional vibration damper 130 at a specific rotational speed n1 and the torque at the rotational speed n1 from the engine curve ,
  • the bending moment typically represents a moment in the middle of the typical driving range, so that it is often passed through. If the aforementioned factor is Ci. 2 Ci .i too high, there can be an impulsive excitation of the drivetrain each time it passes through this point, whereby even other vibration orders can be excited. In addition, this means due to the then high rigidity of the second stage, that even a small residual angle for this spring set is available. Due to the high alternating torque of the engine, as has already been described above, the torsional vibration damper can then optionally vibrate in its mechanical limit stop. From a certain amplitude, these effects can have negative effects on the decoupling behavior and thus on the residual rotational irregularities of the overall system.
  • the second spring set ie the second stage of the torsional vibration damper 130 and thus the second plurality of spring elements 250.
  • care should be taken in this context, and not least based on a torsional vibration damper 130, that the break points or transition points are designed for the same moment. These should be spaced from each other and, for example, have a difference of AM Kn ick 20-100 Nm. Otherwise, it may happen that the increment of the overall system torsional vibration damper in turn becomes too large. The difference of the bending moments thus ensures a smoother transition.
  • abutment torque e of the spring sets ie the stages of the torsional vibration damper 130 and the corresponding multiple numbers of spring elements 230, 250
  • a difference in the torque AM An schiag may for example be in the range between 10 and 20 Nm.
  • both stages of the torsional vibration damper can be designed in three stages, although it may be interesting, in particular, to design the first stage of the torsional vibration damper 130 corresponding to three stages.
  • This can be realized, for example, by a further, shorter inner spring which can be used instead of the long inner springs 490 or C shown, for example, in FIGS. 4A and 4B.
  • the second and the third stage also implement a difference in the torque of AM Kn ick from 20 to 100 Nm. This may also make it possible to have a smoother transition into the to create next level.
  • FIGS. 5, 6 and 7 shown below three different possibilities for the design of the various torsional vibration dampers 130 are described. These represent three examples only basic variants, which in turn can be adapted accordingly with other torsional vibration dampers 130.
  • FIG. 5 shows two characteristic curves 600 - 1, 600 - 2, the characteristic curve 600 - 1 having a three-stage progression, while the characteristic curve 600 - 2 is progressing in two stages.
  • the characteristic curve 600-2 has a first subsection 610-1, to which a second subsection 610-2 immediately adjoins at a transition point 620. Within the two subsections 610, the characteristic curve 600-2 has a constant gradient which changes abruptly at the transition point 620. A derivation of the characteristic curve 600-2 is thus constant in the first subsection 610-1 and in the second subsection 610-2, in each case, even if the derivative assumes different values. At the transition point 620, however, the derivative has a discontinuity in the mathematical sense, in which the slope changes abruptly.
  • the characteristic 600-1 also has a plurality of subsections 610'-1, 610'-2 and 610'-3, which adjoin one another directly, wherein the respective subsections 610 'each extend to transition points 620'-1 or 620'-2.
  • the first characteristic and the second characteristic 600-1, 600-2 have a total of three transition points 620, the transition point 620 of the characteristic 600-2, ie the corresponding break point of this stage of the torsional vibration damper 130 between the transition points 620 'of the other stage of the torsional vibration damper 130 are located.
  • transition points 620 along the torque axis are spaced from each other, the distances, for example, at least 20 Nm and the distances between two adjacent transition points, regardless of which of the characteristics 600 they belong, for example, have a maximum distance of 100 Nm.
  • both boundary conditions are only examples that can be implemented completely independently of each other.
  • FIG. 5 illustrates that a maximum torque 630 of the two stages of the torsional vibration damper 130 may be different from each other. This may differ, for example, by values between 10 Nm and 20 Nm.
  • FIG. 6 shows a further diagram with two characteristic curves 600 - 1, 600 - 2, which differs from the diagram shown in FIG. 5 essentially in that now the transition point 620 of the characteristic curve 600 - 2 in terms of the torque and the angle of rotation smaller values or below the corresponding transition points 620'-1, 620'-2 of the characteristic 600-1.
  • the break point of the characteristic 600-2 lies below the two break points 620'-1, 620'-2 of the characteristic curve 600-1.
  • FIG. 7 shows a further diagram which is similar to the diagrams from FIGS. 5 and 6 and also shows two characteristic curves 600-1, 600-2.
  • the characteristic 600-1 is configured in three stages, while the characteristic 600-2 is designed in two stages.
  • the situation illustrated in FIG. 7 differs essentially from the situations described above in that now the transition point 620, both in terms of torque and in terms of the angle of rotation above the transition points 620'-1, 620'-2 of the characteristic 600-1 lies.
  • the break point 620 of the characteristic curve 600-2 lies above the two break points 620'-1, 620'-2 of the characteristic line 600-1.
  • a further possibility of producing the corresponding progressive configuration of the characteristic curves 600 is to use progressively wound springs. These may vary, for example, in terms of a diameter of the wire used for the springs along the length of the spring in question, but also springs with varying winding spacing can be used.
  • progressively wound springs may vary, for example, in terms of a diameter of the wire used for the springs along the length of the spring in question, but also springs with varying winding spacing can be used.
  • the stiffness may increase continuously. This can result in no incremental step, and thus the overall system will not "swing against a step.”
  • segmented progressivity individual sections of the respective springs or spring elements may be progressively designed Course as in a two-stage or multi-stage curve with a short inner spring result. However, it may happen that the relevant characteristic curves are rounded in the area of the crossing points. This may be because the second segment of the spring is loaded and thus results in a series connection of the
  • the limit quotient of the stiffnesses of the respective spring sets may deviate from the previously described values.
  • the design can be determined here, for example, by means of simulations or tests.
  • the characteristic curves can be determined for example by means of simple torque measurements after an exposure of the relevant torsional vibration damper and coupling of the torque into the relevant components. Although characteristic curves may not be visually immediately recognizable, they can be determined with the aid of simple methods for determining a torsion damping characteristic and, if appropriate, the measurement of rotational irregularities in the vehicle or a corresponding test stand.
  • the structural features, that is, for example, the two-stage design of the torsional vibration damper and the implementation of the at least one damper mass 260 can also be determined optically without problems. FIGS.
  • FIGS. 8A and 8B again show a partial elevational view of a further torsional vibration damper 130 as well as a corresponding schematic representation of the first and second plurality 230, 250 of the spring elements.
  • a multi-stage torsional vibration damper each with a two-stage first plurality and second plurality of spring elements 230, 250 is shown in FIGS. 8A and 8B.
  • FIG. 8A again shows a decoupling system, in which the torsional vibration damper is shown with a two-stage first plurality of spring elements 230 and a two-stage second plurality of spring elements 250.
  • the transition points 620 or break points of the respective stage of the torsional vibration damper are in turn not aware of each other, as already in the Connection with Figs. 5 to 7 has been explained.
  • corresponding torsional vibration damper can be implemented, in which at least one of the two stages of the torsional vibration damper 130 is executed in multiple stages than two-stage.
  • the corresponding spring elements have identically long outer springs 480 '(D in FIG. 8B).
  • long inner springs 490 "(E in Fig. 8B) are used, for example, in Fig. 8A above, while in Fig. 8A lower right, short inner springs 490 '" are used (F in Fig. 8B).
  • the spring elements of the first plurality of spring elements 230 have the configuration A / B -A / C -A / B -A / B -A / C.
  • the spring elements of the second plurality of spring elements 250 correspondingly has the configuration D / E-D / E-D / F-D / E-D / F.
  • FIG. 9 shows a further embodiment of a torsional vibration damper 130 in the form of a partial elevational view, as has already been shown for example in FIGS. 4A and 8A.
  • the embodiment shown in Fig. 9 differs from the embodiment shown in Fig. 8A substantially in terms of the use of progressive 9 shows a torsional vibration damper with progressive springs in the context of the spring elements of the first plurality of spring elements 230, which are arranged radially outboard and form the first stage of the torsional vibration damper 130.
  • identical inner springs 490 and outer springs 480 are used in the context of the first plurality of spring elements 230 for all spring elements, both of which are configured differently with regard to the winding spacing in the respective springs 480, 490.
  • the configuration does not differ from the configuration described in connection with FIGS. 8A and 8B.
  • FIG. 9 thus shows a torsional vibration damper 130 in which a progressive progression is achieved by the use of progressive springs.
  • the spring elements of the outer spring set ie the first plurality of spring elements 230 are designed accordingly, also the springs of the spring elements of the second plurality of spring elements 250 can be implemented accordingly.
  • a torsional vibration damper for example, with progressive inner springs or exclusively progressive inner springs 490 in the region of the outer spring set, so the first plurality of spring elements 230 are implemented.
  • the progressiveness for example, only a spring type of a corresponding spring set or a corresponding plurality of spring elements 230, 250 are caused.
  • only the respective outer spring or only the inner spring can be made continuously progressive. It may be advisable to choose a variant in which the inner springs are progressive and the outer springs are linear. This may allow the outer springs to transmit a larger moment and thus become the mainspring of the corresponding stage of the torsional vibration damper.
  • the corresponding progressive designed inner springs can be used only for the transmission of the progressive course.
  • the outer springs can be made correspondingly progressive, while the inner spring are linear.
  • FIGS. 4A, 8A and 9 show a partial cross-sectional view, as already shown in FIGS. 4A, 8A and 9, of a further torsional vibration damper 130, in which the second stage of the torsional vibration damper, ie the second plurality of spring elements 250 corresponding to the version in FIG or 8A and 8B is configured.
  • the spring elements of the first plurality of spring elements 230 are again made identical, but this time, although each time identically long designed, but the outer springs 480 are long springs, while the inner springs 490 are shorter springs.
  • the spring shoes 580 are again designed in such a way that they are designed for the shorter inner springs 490, wherein again there is a radial play between the spring shoes 580 and the corresponding outer and inner springs 480, 490.
  • the embodiment shown in FIG. 10 differs from the torsional vibration dampers described above in that here the springs are only partially progressive. Each one or more springs on the first 1 to 3 ° progressively designed to round off so a step change. As the moment increases, these progressive turns build up on the next turn after the aforementioned 1 to 3 °, so they go to block. They are thus switched off and only the remaining, linear part of the respective spring is then in force.
  • FIG. 10 shows such a torsional vibration damper with short inner springs 490, which are designed partially progressive.
  • the multiple stages of the first plurality of spring elements 230 are realized by progressively wound springs.
  • the tightly wound spring windings may tend to contact each other as the torque increases, so that their effect is switched off turn by turn and thus a nearly continuous progressivity can be achieved.
  • the transition points thus change to a broad transition range or buckling moment range.
  • progressively wound springs 480 are used as spring elements.
  • Fig. 1 1 shows a schematically greatly simplified representation of another torsional vibration damper 130, in which the previously described five pitch of the torsional vibration damper was abandoned and replaced by a four-pitch.
  • Fig. 1 1 in contrast to the previous illustrations thus only a simplified model without the components of the speed-adaptive absorber, the application, stops and other components shown. However, this does not mean that no speed-adaptive damper or damper masses 260 are implemented.
  • the springs 480, 490 in turn a progressive configuration of the characteristics of the two stages of the torsional vibration damper 130, in turn, the transition points are spaced apart.
  • the springs 480, 490 of the spring elements are here designed as bent springs, but can be implemented in other implementations as straight springs. Likewise, the spring ends can be pulled out, as shown for example in Fig. 1 1.
  • the use of four or five parallel spring elements per plurality of spring elements 230, 250 may in this case favor a compromise in terms of friction, possible twist angle and other parameters, especially when using mechanical springs.
  • a parallel connection of fewer spring elements can thus basically allow a larger angle of rotation, but can lead to an increase in friction.
  • an increase in the number of spring elements connected in parallel can lead to a reduction in the available angle of twist range, but can have a favorable influence on the wear or the friction. It may therefore be quite possible to implement torsional vibration damper with more or less than 4 or 5 parallel spring elements shown here.
  • torsional vibration damper in the context of other starting elements, such as wet-running or dry-running clutches can be used.
  • corresponding torsional vibration dampers may be used at other locations, such as in a hybrid module or as part of the transmission of a corresponding powertrain.

Abstract

Ein Drehschwingungsdämpfer (130) umfasst einen Eingang (140), einen Ausgang (150) und eine zwischen dem Eingang (140) und dem Ausgang (150) angeordneten Zwischenmasse (240) sowie eine erste Mehrzahl von Federelementen (230), die zwischen den Eingang (140) und die Zwischenmasse (240) gekoppelt ist und eine erste Stufe des Dreh-schwingungsdämpfers (130) bildet, und eine zweite Mehrzahl von Federelementen (250), die zwischen die Zwischen-masse (240) und den Ausgang (150) gekoppelt ist und eine zweite Stufe des Dreh-schwingungsdämpfers (130) bildet. Er umfasst ferner wenigstens eine Tilgermasse (260), die ausgebildet ist, um in Abhängigkeit der Drehbewegung eine Schwingung auszuführen, um den Schwingungsanteil der Drehbewegung zu dämpfen, wobei die erste Stufe des Drehschwingungsdämpfers (130) eine progressive erste Kennlinie (600) mit wenigstens einer Übergangsstelle (620) aufweist, wobei die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers (130) eine progressive zweite Kennlinie (600) mit wenigstens einer Übergangsstelle (620) aufweist, und wobei alle Übergangsstellen (620) der ersten Kennlinie der ersten Stufe des Drehschwingungsdämpfers und der zweiten Kennlinie der zweiten Stufe des Dreh-schwingungsdämpfers bezogen auf das Drehmoment voneinander beabstandet sind.

Description

Drehschwinqunqsdämpfer und Anfahrelement
Ausführungsbeispiele beziehen sich auf einen Drehschwingungsdämpfer und ein Anfahrelement, wie sie beispielsweise im Rahmen eines Antriebsstrangs eines Kraftfahrzeugs zum Einsatz kommen können, sowie auf einen entsprechenden Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug.
In vielen Bereichen des Maschinen-, Anlagen- und Fahrzeugbaus werden Drehbewegungen zum Übertragen mechanischer Energie eingesetzt. Hierbei kann es aus unterschiedlichen Gründen dazu kommen, dass einer solchen Drehbewegung eine oder mehrere Drehschwingungen überlagert sind. Drehschwingungen können beispielsweise durch den zur Erzeugung der Drehbewegung eingesetzten Motor hervorgerufen werden, sie können jedoch beispielsweise auch durch stoßartige Belastungen oder stoßartige Energieentnahmen hervorgerufen werden. Solche auch als Drehungleichförmigkei- ten bezeichneten Drehschwingungen können beispielsweise Komponenten wie Getriebe und Differenziale belasten. Ebenso können sie als unangenehm empfunden werden, wenn sie beispielsweise Geräusche oder Vibrationen hervorrufen.
Um solche Drehschwingungen zu reduzieren oder sogar vollständig zu eliminieren, werden beispielsweise Drehschwingungsdämpfer eingesetzt. Ein Beispiel stellt so ein Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs dar, bei dem die Drehbewegung durch eine Hubkolbenmaschine, also beispielsweise einen Diesel- oder Ottomotor hervorgerufen wird. Dieser ruft häufig konstruktions- und konzeptionsbedingt eine stoßartige Kraft- und Drehmomententfaltung hervor, die zu den beschriebenen Drehschwingungen bereits bei der Erzeugung der Drehbewegung führen kann. Um nun diese Drehschwingungen hinsichtlich ihrer Stärke zumindest zu reduzieren, können so beispielsweise Drehschwingungsdämpfer zum Einsatz gebracht werden.
Aufgrund sich verschärfender ökologischer aber auch ökonomischer Randbedingungen besteht ein Bestreben dahin, Kohlendioxidemissionen (CO2-Emissionen) zu reduzieren und gleichzeitig Kosten einzusparen. Vonseiten der Motorenhersteller wird dies beispielsweise dadurch versucht, dass die Motoren hinsichtlich ihres Hubraums verkleinert und hinsichtlich ihrer Drehzahlen reduziert werden. Dieses auch als Downsizing und Downspeeding bezeichnete Konzept kann jedoch dazu führen, dass das durch die Dre- hungleichförmigkeiten bzw. Drehschwingungen hervorgerufene Problem weiter verschärft wird. So können die Drehschwingungen nicht nur als unangenehm empfunden werden, und so zu Komforteinbußen beitragen, sie können darüber hinaus beispielsweise aufgrund von entstehenden Vibrationen auch zu einer Reduzierung der Lebensdauer führen. Es besteht daher ein Bedarf daran, einen Kompromiss hinsichtlich der Leistungsfähigkeit eines solchen Drehschwingungsdämpfers zur Dämpfung von Drehschwingungen, seiner Herstellung und Implementierung, des benötigten Bauraums und der Zuverlässigkeit des Drehschwingungsdämpfers und des ihn umfassenden Systems zu verbessern.
Die DE 10 2012 221 544 A1 bezieht sich so auf einen Antriebsstrang mit einer Brennkraftmaschine mit einer vorgegebenen Anzahl von Zylindern, bei der in einem ersten Betriebszustand alle Zylinder betrieben werden, während in einem zweiten Betriebszustand ein Teil der Zylinder abgeschaltet wird. Das Drehschwingungsdämpfersystem, das in diesem Dokument beschrieben wird, beinhaltet zumindest ein Fliehkraftpendel.
Die DE 10 201 1 084 744 A1 bezieht sich auf ein Antriebssystem für ein Fahrzeug, welches ebenfalls eine Brennkraftmaschine und eine Drehschwingungsdämpferanordnung umfasst. Auch die DE 10 2008 040 1 64 A1 bezieht sich auf eine hydrodynamische Kupplungseinrichtung, insbesondere einen Drehmomentwandler, während sich die DE 10 201 1 017 381 A1 auf ein Zweimassenschwungrad in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs bezieht. Die US 2014/0087889 A1 bezieht sich auf eine Drehmomentübertragungseinheit für ein Kraftfahrzeug in Form eines Drehmomentwandlers. Die DE 10 2005 058 783 A1 bezieht sich so auf einen Torsionsdämpfer mit mehrstufiger Kennlinie für einen Drehmomentwandler. Die Mehrstufigkeit wird hierbei durch eine Kombination aus zweistufigen Federkennlinien und unterschiedlichen Anschlagsmomenten realisiert.
Auch wenn das vorangegangene Beispiel dem Fahrzeugbau, genauer gesagt dem Kraftfahrzeugbau entnommen ist, treten ähnliche Beispiele und Problemstellungen auch in anderen Bereichen des Maschinen-, Anlagen- und Fahrzeugbaus auf. So kommen auch in diesen Bereichen Drehschwingungsdämpfer zum Einsatz. So besteht ein Bedarf daran, einen Kompromiss hinsichtlich der Dämpfung von Drehschwingungen, der Implementierung und Herstellung von Drehschwingungsdämpfern, ihren benötigten Bauraum und ihrer Zuverlässigkeit zu verbessern.
Diesem Bedarf trägt ein Drehschwingungsdämpfer und ein Anfahrelement gemäß einem der unabhängigen Patentansprüche Rechnung.
Ein Drehschwingungsdämpfer zum Dämpfen eines Schwingungsanteils einer Drehbewegung, wie er beispielsweise bei einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs zum Einsatz kommen kann, umfasst einen Eingang, einen Ausgang und eine zwischen dem Eingang und dem Ausgang angeordnete Zwischenmasse. Er umfasst ferner eine erste Mehrzahl von Federelementen, die zwischen den Eingang und die Zwischenmasse gekoppelt ist und eine erste Stufe des Drehschwingungsdämpfers bildet, sowie eine zweite Mehrzahl von Federelementen, die zwischen die Zwischenmasse und den Ausgang gekoppelt ist und eine zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers bildet. Er umfasst ferner wenigstens eine Tilgermasse, die ausgebildet ist, um in Abhängigkeit der Drehbewegung einer Schwingung auszuführen, um den Schwingungsanteil der Drehbewegung zu dämpfen. Die erste Stufe des Drehschwingungsdämpfers weist hierbei eine progressive erste Kennlinie mit wenigstens einer Übergangsstelle auf. Auch die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers weist eine progressive zweite Kennlinie mit wenigstens einer Übergangsstelle auf. Alle Übergangsstellen der ersten Kennlinie der ersten Stufe des Drehschwingungsdämpfers und der zweiten Kennlinie der zweiten Stufe des Drehschwingungsdämpfers sind bezogen auf das Drehmoment voneinander beabstandet.
Wie nachfolgend noch ausführlicher erörtert wird, ermöglicht es so die Kombination der ersten Stufe und der zweiten Stufe des Drehschwingungsdämpfers mit einem Tilger- schwingungsdämpfer mit wenigstens einer Tilgermasse, wobei sowohl die erste Stufe wie auch die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers jeweils progressive Kennlinien aufweisen, eine bessere Dämpfung von Drehschwingungen, ohne Aspekte hinsichtlich der Implementierung und Herstellung des Drehschwingungsdämpfers oder seines Bauraums signifikant negativ zu beeinflussen. Dadurch dass die Übergangsstellen der progressiven ersten und zweiten Kennlinien der beiden betreffenden Stufen voneinander beabstandet sind, kann so nicht nur eine verbesserte Dämpfung von Drehschwingungen erzielt werden, es kann auch vielmehr eine abrupte Änderung der Kennlinie und damit des Dämpfungsverhaltens und des Ansprechverhaltens des Drehschwingungsdämpfers reduziert werden. Hierdurch kann es möglich sein, abrupte Änderungen zu unterbinden und so gegebenenfalls schlagartige Rückkopplungen aus den Drehschwingungsdämpfer in andere Komponenten zu unterbinden. Die entsprechende Beabstandung der Übergangsstellen kann so auch einer Implementierung mit technisch einfacheren Mitteln zugutekommen, wie nachfolgend noch erörtert werden wird. Durch den Einsatz eines solchen Drehschwingungsdämpfers kann so der zuvor beschriebene Kompromiss hinsichtlich Dämpfung von Drehschwingungen, seiner Implementierung und Herstellung, des von ihm benötigten Bauraums und der Zuverlässigkeit, die nicht zuletzt sich auch durch das Ansprechverhalten des Drehschwingungsdämpfers und damit die Rückkopplung auf andere Komponenten wiederspiegelt, verbessert werden. Es kann so gegebenenfalls möglich sein, eine bauraumeffiziente Lösung umzusetzen, die sogar gegebenenfalls ohne zusätzlichen Bauraum auskommt.
Die erste und die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers sind so über die Zwischenmasse miteinander in Serie geschaltet. Die Kennlinien der ersten bzw. zweiten Stufe des Drehschwingungsdämpfers werden hierbei im Wesentlichen durch die jeweilige Mehrzahl der Federelemente zusammen bestimmt, die auch als erster und zweiter Federsatz bezeichnet werden. Die Federelemente der jeweiligen Mehrzahl von Federelemente können beispielsweise auf gleichen oder vergleichbaren Radien bezogen auf eine Achse oder axiale Richtung angeordnet sein, um die die Drehbewegung ausgeführt wird. Der Eingang, der Ausgang und die Zwischenmasse können so um die gemeinsame Achse drehbar sein.
Die Kennlinien geben hierbei das von der ersten bzw. zweiten Stufe des Drehschwingungsdämpfers bereitgestellte Drehmoment M bei einer statischen Verdrehung um einen bestimmten Verdrehwinkel φ wieder. Der Verdrehwinkel kann hierbei beispielsweise auf einen unbelasteten Gleichgewichts- bzw. Grundzustand bezogen werden, bei dem ein verschwindendes Drehmoment (0 Nm; Nm = Newtonmeter (Sl-Einheit des Drehmoments)) von der jeweiligen Stufe des Drehschwingungsdämpfers erzeugt oder bereitgestellt wird. Bei der ersten Stufe kann sich so der Verdrehwinkel auf den Verdrehwinkel zwischen dem Eingang und der Zwischenmasse und bei der zweiten Stufe auf den Verdrehwinkel zwischen der Zwischenmasse und dem Ausgang des Drehschwingungsdämpfers beziehen.
Eine progressive Kennlinie weist einen im mathematischen Sinn monoton waschsenden Verlauf auf. Genauer gesagt weist sogar die Änderung des Drehmoments als Funktion des Verdrehwinkels wenigstens einen monoton wachsenden, gegebenenfalls sogar einen streng monoton wachsenden Verlauf auf. Ein monoton wachsender Verlauf weist hierbei stets eine Steigung auf, die stets größer oder gleich 0 (Null) ist. Ein streng monoton wachsender Verlauf weist entsprechend eine Steigung auf, die stets größer als 0 (Null) ist.
Anders ausgedrückt weist eine progressive Kennlinie bei einem ersten Verdrehwinkel φ1 eine kleinere Steigung bzw. Änderung des Drehmoments als Funktion des Verdrehwinkels C1 = dM/dcp (φ1 ) auf als bei einem zweiten Verdrehwinkel cp2, bei dem die Steigung bzw. Änderung des Drehmoments C2 = dM/dcp (cp2) beträgt. Der zweite Verdrehwinkel cp2 ist hierbei größer als der erste Verdrehwinkel φ1 . Die Kennlinie kann so beispielsweise für alle Verdrehwinkel mit wachsendem Verdrehwinkel eine konstante und/oder zunehmende Steigung aufweisen. Die Kennlinie kann so über einen maximalen Drehwinkelbereich stets progressiv sein. Die Änderung des Drehmoments als Funktion des Verdrehwinkels C wird auch als Steifigkeit der jeweiligen Stufe des Drehschwingungsdämpfers bezeichnet.
Die Übergangsstelle tritt bei einem Verdrehwinkel cp3 auf, der zwischen dem ersten Verdrehwinkel φ1 und dem zweiten Verdrehwinkel cp2 liegt, für den also gilt φ1 < cp3 < cp2. Die Übergangsstelle weist so den dritten Verdrehwinkel cp3 auf. An der Übergangsstelle weist die jeweilige Kennlinie eine Änderung des Drehmoments als Funktion des Verdrehwinkels C3 = dM/dcp (cp3) auf, die im Falle einer kontinuierlich progressiven Kennlinie zwischen den Änderungen C1 und C2 bei dem ersten Verdrehwinkel cp1 bzw. bei dem zweiten Verdrehwinkel cp2 liegt. Weist die progressive Kennlinie hingegen einen Knick auf, so tritt an der Übergangsstelle und somit an dem dritten Verdrehwinkel cp3 eine sprunghafte Änderung der Steigung der Kennlinie auf. Die Änderung des Drehmoments als Funktion des Verdrehwinkels ist so im mathematischen Sinne an dieser Stelle unstetig. Die Übergangsstellen sowohl der ersten wie auch der zweiten Kennlinie weisen also bezogen auf das Drehmoment sowohl einen Abstand untereinander wie auch bezogen auf die Übergangsstellen der jeweils anderen Kennlinie auf.
In der vorliegenden Beschreibung wird aufgrund der wenigstens zum Teil während des Betriebs drehenden Ausgestaltung der hier beschriebenen Objekte, Komponenten und Systeme häufig von einem Zylinderkoordinatensystem ausgegangen, dessen Zylinderachse typischerweise mit der axialen Richtung der Drehbewegung und damit der axialen Richtung der betreffenden Objekte, Komponenten und Systeme übereinstimmt und gegebenenfalls sogar mit diesen zusammenfällt. Im Rahmen des Zylinderkoordinatensystems kann so ein jeder Ort bzw. eine jede Richtung oder Linie durch eine axiale Komponente, eine radiale Komponente und eine Komponente in Umfangsrichtung beschrieben werden. Auch wenn in einem kartesischen Koordinatensystem beispielsweise die radiale Richtung und die Umfangsrichtung voneinander abhängen können, wird hier unabhängig von dem betreffenden Winkel entlang der Umfangsrichtung stets von der gleichen radialen Richtung ausgegangen. Entsprechen gilt dies ebenso für die Umfangsrichtung. Auch wenn also in einem entsprechenden Zylinderkoordinatensystem die Einheitsvektoren für die Umfangsrichtung und die radiale Richtung im kartesischen Koordinatensystem nicht konstant sind, wird im Rahmen der vorliegenden Beschreibung stets unter der radialen Richtung diejenige verstanden, die dem entsprechenden radialen Einheitsvektor folgt. Gleiches gilt entsprechend für die Umfangsrichtung.
Optional können bei einem Drehschwingungsdämpfer die Übergangsstellen der ersten Kennlinie und der zweiten Kennlinie bezogen auf das Drehmoment einen Abstand von wenigstens 20 Nm aufweisen. Hierdurch kann es möglich sein, eine zu starke Rückkopplung von Drehschwingung in das System durch die sich abrupt gegebenenfalls ändernde Kennlinie vermieden werden.
Ergänzend oder alternativ können bei einem Drehschwingungsdämpfer bezogen auf das Drehmoment benachbarte Übergangsstellen der ersten Kennlinie und der zweiten Kennlinie wiederum bezogen auf das Drehmoment einen Abstand von höchstens 100 Nm aufweisen. Hierdurch kann es möglich sein, einen Kompromiss hinsichtlich eines sanften Anstiegs der Kennlinie einerseits und Ausnutzung des zur Verfügung stehenden maximalen Verdrehwinkels andererseits zu verbessern. Als benachbart können in diesem Zusammenhang Übergangsstellen unabhängig davon angesehen werden, zu welcher der Kennlinien sie gehören, wenn zwischen den betreffenden Übergangsstellen keine weitere Übergangsstelle liegt. Da die Übergangsstellen voneinander beabstandet sind, grenzen diese somit bei Betrachtung als ein bestimmter Verdrehwinkel typischerweise nicht aneinander an.
Ergänzend oder alternativ können bei einem Drehschwingungsdämpfer die erste und/oder die zweite Kennlinie wenigstens einen mehrstufig progressiven Abschnitt aufweisen, der die wenigstens eine Übergangsstelle umfasst. Hierdurch kann es möglich sein, mit konstruktiv vergleichsweise einfachen Mitteln eine entsprechende progressive Kennlinie umzusetzen. Hierbei kann also wenigstens ein Abschnitt, jedoch auch die vollständige Kennlinie mehrstufig progressiv ausgestaltet sein. Anders ausgedrückt kann die entsprechende Kennlinie beispielsweise ausschließlich mehrstufig sein. Der mehrstufig progressive Abschnitt weist so einen ersten Teilabschnitt mit einer im Wesentlichen konstanten ersten Steigung und einen zweiten, an der Übergangsstelle an den ersten Teilabschnitt unmittelbar angrenzenden zweiten Teilabschnitt mit einer im Wesentlichen konstanten zweiten Steigung für größere Verdrehwinkel als die des ersten Teilbereichs auf, wobei die erste Steigung größer ist als die zweite Steigung. Die Ausgestaltung als mehrstufige progressive Kennlinie umfasst hierbei die Möglichkeit zwei, jedoch auch mehr als zwei Teilabschnitte mit entsprechenden zu größeren Verdrehwinkeln hin größer werdenden Steigungen zu implementieren. Die Steifigkeiten des zweiten Teilabschnitts können beispielsweise um einen Faktor größer als die Steifigkeit des ersten Teilabschnitts sein, der zwischen einem Minimalwert und einem Maximalwert liegt. Je nach konkreter Implementierung und Anforderungsprofil kann so der Minimalwert des Faktors beispielsweise den Wert 1 .6 oder auch den Wert 2 annehmen. Je kleiner der Wert ist, desto sanfter ist hier der entsprechende Anstieg an der Übergangsstelle. Je nach Implementierung und Toleranzklasse kann hier ein zu klein gewählter Wert gegebenenfalls nachteilig auf die Gesamtauslegung des Drehschwingungsdämpfers sein. Minimalwerte hinsichtlich des Faktors von 1 .6 und 2 können so gegebenenfalls den zuvor genannten Kompromiss nicht zuletzt hinsichtlich der Herstellung und Implementierung positiv beeinflussen. Andererseits kann es ratsam sein, den Faktor nicht höher zu wählen als einen Maximalfaktor, der beispielsweise 7 oder auch maximal 5.5 betragen kann. Wird der Faktor zu groß gewählt, kann es zu schlagartigen Rückkopplungen in Komponenten des Systems kommen, zu denen unter anderem auch der Drehschwingungsdämpfer zählt. Durch eine entsprechende Auslegung kann es so möglich sein, die Zuverlässigkeit des Drehschwingungsdämpfers und des Systems, in dem er implementiert ist, zu verbessern.
Optional können bei einem solchen Drehschwingungsdämpfer die erste und/oder die zweite Kennlinie wenigstens einen Abschnitt aufweisen, mit einer wenigstens dreistufig progressiven Kennlinie. Hierdurch kann es möglich sein, mit vergleichsweise konstruktiv einfachen Mitteln die progressive Ausgestaltung der Kennlinie sanfter ansteigen zu lassen und so für kleine Verdrehwinkel eine sanfte Dämpfung zu implementieren, während eine gefahrene Überbelastung bei besonders großen Drehmomenten bzw. besonders Verdrehwinkeln reduziert werden kann.
Ergänzend oder alternativ kann bei einem Drehschwingungsdämpfer die erste und/oder die zweite Mehrzahl von Federelementen wenigstens ein Federelement mit einer wenigstens abschnittsweise mehrstufig progressiven Kennlinie umfassen. Hierdurch kann es mit vergleichsweise einfachen technischen Mitteln möglich sein, die entsprechende Kennlinie der Stufe des Drehschwingungsdämpfers zu realisieren. Die Kennlinie eines Federelements kann hierbei eine Abhängigkeit einer Kraft F oder eines Drehmoments M in Abhängigkeit einer Deformation des Federelements entlang der Umfangsrichtung wiedergeben. Das Drehmoment M kann hierbei unter Berücksichtigung eines Radius r bezogen auf die gemeinsame Drehachse des Drehschwingungsdämpfers bezüglich der Drehbewegung als Produkt des Radius r und der herrschenden Kraft F gewonnen werden (M = F■ r). Je nach konkreter Ausgestaltung kann die Deformation beispielsweise durch einen Verdrehwinkel, jedoch auch durch eine Längenänderung entlang der Umfangsrichtung erfasst werden. Ein Federelement kann so wenigstens eine Feder, gegebenenfalls jedoch auch eine Mehrzahl von Federn umfassen, wie dies nachfolgend erläutert wird.
So kann optional bei einem Drehschwingungsdämpfer das wenigstens eine Federelement eine äußere Feder und eine innere Feder aufweisen, wobei die innere Feder ei- nen kleineren Außendurchmesser als einen Innendurchmesser der äußeren Feder aufweist und wenigstens teilweise entlang der Umfangsrichtung innerhalb der äußeren Feder angeordnet sein. Hierdurch kann es möglich sein, mit vergleichsweise einfachen technischen Mitteln die Voraussetzungen für die Implementierung einer wenigstens abschnittsweise progressiven mehrstufigen Kennlinie zu schaffen. Wie vorangegangene Formulierung auch klarmacht, kann hierbei die innere Feder bezogen auf die Umfangsrichtung sowohl länger als auch kürzer als die äußere Feder sein. Sie können jedoch auch entlang der Umfangsrichtung sich über einen identischen Bereich, also beispielsweise über einen identischen Winkelbereich erstrecken.
Optional kann bei einem Drehschwingungsdämpfer die äußere oder die innere Feder ausgebildet sein, um erst nach Überschreiten eines Stufenverdrehwinkels einen Drehmomentanteil zu der Kennlinie der betreffenden Stufe beizutragen. Hierdurch kann es mit konstruktiv einfachen Mitteln möglich sein, die progressive mehrstufige Kennlinie bzw. den entsprechenden Abschnitt technisch umzusetzen. So wird erst wenn der Verdrehwinkel den Stufenverdrehwinkel überschreitet, die betreffende innere oder äußere Feder ihren Drehmomentanteil zu der Kennlinie der betreffenden Stufe beitragen. Dies kann beispielsweise dadurch implementiert werden, dass die betreffende äußere oder innere Feder kürzer als die andere der beiden Federn ausgestaltet ist, wobei der Stufenverdrehwinkel gerade winkelmäßig die unterschiedliche Länge im eingebauten Zustand der äußeren und der inneren Feder darstellt. Hierdurch wird erst nach dem Überschreiten des Stufenverdrehwinkels die betreffende äußere oder innere Feder in Anlage mit dem entsprechenden Antriebs- oder Abtriebsbauteil geraten und erst so die Kraft auf das betreffende Bauteil übertragen und so den vorgenannten Drehmomentanteil bewirken.
Ergänzend oder alternativ kann bei einem Drehschwingungsdämpfer das wenigstens eine Federelement ferner eine mittlere Feder aufweisen, die einen Innendurchmesser aufweist, der größer ist als der Außendurchmesser der inneren Feder und einen Außendurchmesser, der kleiner ist als der Innendurchmesser der äußeren Feder. Hierdurch kann es möglich sein, mit konstruktiv einfachen Mitteln und ohne zusätzlichen Bauraum investieren zu müssen, die Voraussetzungen für ein Federelement mit einer dreistufigen Kennlinie zu schaffen. So kann optional bei einem solchen Drehschwingungsdämpfer die mittlere Feder derart ausgebildet sein, um erst nach Überschreiten eines weiteren Stufenverdrehwinkels einen Drehmomentanteil zu der Kennlinie der betreffenden Stufe des Drehmomentwandlers beizutragen. Der weitere Stufenverdrehwinkel kann hierbei von dem zuvor genannten Stufenverdrehwinkel verschieden sein. So können bei einem solchen Drehschwingungsdämpfer der Stufenverdrehwinkel und der weitere Stufenverdrehwinkel sich beispielsweise voneinander um wenigstens 20 Nm unterscheiden. So kann es beispielsweise möglich sein, die erste Stufe des Drehschwingungsdämpfers mit konstruktiv einfachen Mitteln und bauraumeffizient wenigstens dreistufig progressiv auszugestalten.
Ergänzend oder alternativ können bei einem Drehschwingungsdämpfer die erste und/oder die zweite Kennlinie wenigstens einen kontinuierlich progressiven Abschnitt aufweisen, der die wenigstens eine Übergangsstelle umfasst. Hierdurch kann es möglich sein, abrupt einsetzende Änderungen des Schwingungsverhaltens bzw. des Dämpfungsverhaltens des Drehschwingungsdämpfers zu reduzieren oder sogar vollständig zu vermeiden und so stoßartige Rückkopplungen aus dem System herauszuhalten, die gegebenenfalls von dem Drehschwingungsdämpfer erzeugt werden können.
Auch kann hier der Abschnitt auch die vollständige Kennlinie umfassen, so dass diese einen stets kontinuierlich progressiven Verlauf aufweist. Der kontinuierlich progressive Abschnitt weist so eine mit steigendem statischem Verdrehwinkel stetig wachsende Steigung des Drehmoments als Funktion des Verdrehwinkels in dem betreffenden Abschnitt auf.
Ergänzend oder alternativ kann bei einem Drehschwingungsdämpfer die erste und/oder die zweite Mehrzahl von Federelementen wenigstens ein Federelement mit einer wenigstens abschnittsweise kontinuierlich progressiven Kennlinie umfassen. Hierdurch kann es mit konstruktiv einfachen Mitteln gegebenenfalls möglich sein, bauraumeffizient eine entsprechende kontinuierlich progressive Kennlinie der betreffenden Stufe des Drehschwingungsdämpfers umzusetzen, der das betreffende wenigstens einem Federelement angehört. Optional kann so bei einem Drehschwingungsdämpfer das wenigstens eine Federelement eine Feder mit wenigstens einem ersten und einem zweiten Abschnitt umfassen, wobei sich ein Durchmesser eines Drahts der Feder in dem ersten Abschnitt von einem Durchmesser des Drahts der Feder in dem zweiten Abschnitt unterscheidet. Ergänzend oder alternativ kann auch ein Wicklungsabstand des Drahts der Feder sich in dem ersten Abschnitt von einem Wicklungsabstand des Drahts der Feder in dem zweiten Abschnitt unterscheiden. So kann mit vergleichsweise technisch einfachen Mitteln die kontinuierlich progressive Kennlinie eines solchen Federelements umgesetzt werden. Das Federelement kann hierbei eine jedoch auch mehrere parallel geschaltete, beispielsweise ineinander verschachtelt angeordnete Federn umfassen, wie dies zuvor bereits beschrieben wurde. Im Falle eines abweichenden Wicklungsabstandes des Drahts der Feder in dem ersten Abschnitt und dem zweiten Abschnitt der Feder kann so es beispielsweise zu einem auf Blocklegen, also zu einem Aneinanderlegen der einzelnen Windungen des Drahts der Feder bei einer entsprechenden Belastung derselben kommen. Unabhängig hiervon kann jeder der Abschnitte der Feder eine Windung oder auch mehr als eine Windung, jedoch auch gegebenenfalls weniger als eine Windung umfassen. Im letztgenannten Fall ergeben sich dann die jeweiligen Größen, also beispielsweise der Durchmesser bzw. der Wicklungsabstand, durch eine entsprechende Grenzwertbetrachtung. So kann beispielsweise der Wicklungsabstand auf Basis der Steigung bzw. des Winkels, unter dem der Draht gewickelt ist, abgeleitet werden.
Ergänzend oder alternativ kann bei einem Drehschwingungsdämpfer die erste Stufe des Drehschwingungsdämpfers ausgebildet sein, um ein erstes Maximaldrehmoment abzugeben. Auch die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers kann hier ausgebildet sein, um ein zweites Maximaldrehmoment abzugeben, wobei sich das erste Maximaldrehmoment von dem zweiten Maximaldrehmoment unterscheiden kann. Auch hierdurch kann es gegebenenfalls möglich sein, eine stoßartige Belastung selbst beim Erreichen der Belastungsgrenze des Drehschwingungsdämpfers zu reduzieren.
So können optional bei einem solchen Drehschwingungsdämpfer sich das erste und das zweite maximale Drehmoment um einen Wert zwischen 10 Nm und 20 Nm unterscheiden. Hierdurch kann es möglich sein, die zuvor beschriebene Entzerrung hinsichtlich einer stoßartigen Rückkopplung auch beim Erreichen der Anschläge einerseits zu vermeiden, ohne jedoch unnötig stark den möglichen und konstruktiv bedingten Verdrehwinkel unausgenutzt zu lassen.
Bei solchen Drehschwingungsdämpfern kann optional das zweite Maximaldrehmoment höher als das erste Maximaldrehmoment sein. Hierdurch kann es gegebenenfalls möglich sein, die erste Stufe noch aktiv zu halten, während bereits die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers in ihrem Anschlag ist. Komponenten, die so an die Zwischenmasse oder den Ausgang gekoppelt sind, können so gegebenenfalls von der durch den Unterschied der beiden Maximaldrehmomente bewirkten Restdämpferfähigkeit profitieren.
Ergänzend oder alternativ kann bei einem solchen Drehschwingungsdämpfer ein dem ersten Maximaldrehmoment zugeordneter erster Maximalverdrehwinkel der ersten Stufe des Drehschwingungsdämpfers größer sein, als ein dem zweiten Maximaldrehmoment zugeordneter zweiter Maximalverdrehwinkel der zweiten Stufe des Drehschwingungsdämpfers. Hierdurch kann es möglich sein, die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers insgesamt weicher auszugestalten, da durch die erste Stufe Drehschwingungen wenigstens vorgedämpft wurden. So kann es hierdurch möglich sein, insgesamt die Leistungsfähigkeit eines solchen Drehschwingungsdämpfers und/oder die Zuverlässigkeit zu verbessern und so den vorgenannten Kompromiss positive zu beeinflussen.
Ergänzend oder alternativ kann ein Drehschwingungsdämpfer ferner eine Tilgermas- senträgerstruktur umfassen, die ausgebildet ist, um die wenigstens eine Tilgermasse beweglich zu führen, so dass die wenigstens eine Tilgermasse die Schwingung ausführen kann. Die Tilgermassenträgerstruktur kann hierbei entweder mit dem Ausgang des Drehschwingungsdämpfers drehfest verbunden sein oder ein Teil der Zwischenmasse des Drehschwingungsdämpfers sein. Anders ausgedrückt kann die Tilgermassenträgerstruktur mit dem Ausgang oder einem Bauteil zwischen den beiden Stufen des Drehschwingungsdämpfers drehfest verbunden sein. Hierdurch kann es möglich sein, den Tilgerschwingungsdämpfer mit seiner wenigstens einen Tilgermasse wenigstens durch die erste Stufe des Drehschwingungsdämpfers, wenn nicht sogar durch die erste und die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers vor einer Überlastung zu schützen. Hierdurch kann es möglich sein, nicht zuletzt im Hinblick auf die Funktionsfähigkeit des Drehschwingungsdämpfers und die Zuverlässigkeit den vorgenannten Kompromiss zu verbessern. Je nach konkreter Ausgestaltung kann es hierbei gegebenenfalls interessant sein, die Tilgermassenträgerstruktur als Teil der Zwischenmasse auszuführen und so die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers von der Dämpferfähigkeit des die wenigstens eine Tilgermasse umfassenden Tilgerschwingungsdämpfers profitieren zu lassen. Die Tilgermassenträgerstruktur kann hierbei optional als separates Bauteil ausgeführt sein oder auch als Teil eines anderen Bauteils implementiert werden.
Ein Anfahrelement, was beispielsweise für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs zum Einsatz kommen kann, umfasst einen Eingang und einen Ausgang sowie einen Drehschwingungsdämpfer in einer Ausgestaltung, wie er zuvor beschrieben wurde. Der Drehschwingungsdämpfer ist hierbei mit seinem Eingang und seinem Ausgang zwischen dem Eingang und dem Ausgang des Anfahrelements gekoppelt.
Das Anfahrelement kann optional ferner eine reibschlüssige Kupplung umfassen, die ausgebildet ist, um einen Drehmomentfluss über die reibschlüssige Kupplung im Wesentlichen zu unterbrechen oder zu schaffen. Der Drehschwingungsdämpfer kann hierbei entweder zwischen den Eingang des Anfahrelements und die reibschlüssige Kupplung, zwischen die reibschlüssige Kupplung und den Ausgang des Anfahrelements oder zwischen die erste und die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers gekoppelt sein. So kann beispielsweise die reibschlüssige Kupplung als Teil der Zwischenmasse ausgestaltet sein. Die Zwischenmasse kann so gegebenenfalls als zwei geteilt und miteinander über den reibschlüssigen Kontakt in Verbindung bringbar ausgestaltet sein.
Ein reibschlüssiger Kontakt oder eine reibschlüssige Verbindung liegt vor, wenn zwei Objekte miteinander reibschlüssig in Kontakt treten, sodass zwischen diesen eine Kraft im Falle einer Relativbewegung senkrecht zu einer Berührfläche zwischen diesen entsteht, die eine Übertragung einer Kraft, einer Drehbewegung oder eines Drehmoments ermöglicht. Hierbei kann ein Drehzahlunterschied, also beispielsweise ein Schlupf, bestehen. Neben einem solchen reibschlüssigen Kontakt umfasst ein reibschlüssiger Kontakt jedoch auch eine reibschlüssige bzw. kraftschlüssige Verbindung zwischen den betreffenden Objekten, bei denen ein entsprechender Drehzahlunterschied bzw.
Schlupf im Wesentlichen nicht auftritt. Ergänzend oder alternativ kann ein Anfahrelement ein Drehmomentwandler sein, wobei das Anfahrelement ein Turbinenrad umfasst, das entweder mit dem Ausgang des Drehschwingungsdämpfers drehfest verbunden oder ein Teil der Zwischenmasse des Drehschwingungsdämpfers ist.
Ein Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug umfasst einen Verbrennungsmotor, ein Getriebe und ein zwischen den Verbrennungsmotor und das Getriebe gekoppeltes Anfahrelement, wobei der Antriebsstrang ferner einen Drehschwingungsdämpfer umfasst, wie dieser zuvor beschrieben wurde. Der Drehschwingungsdämpfer ist hierbei zwischen den Verbrennungsmotor und einen Ausgang des Getriebes gekoppelt. So kann optional bei einem solchen Antriebsstrang der Drehschwingungsdämpfer auch Teil des Anfahrelements sein, so dass es sich bei dem Anfahrelement um ein solches handelt, wie dies zuvor beschrieben wurde.
Ergänzend oder alternativ können die einzelnen Bauteile einteilig und/oder einstückig sein bzw. hergestellt sein. Hierdurch kann es möglich sein, die Herstellung und/oder die Montage einzelner Komponenten zu vereinfachen. Eine einstückig ausgebildete Komponente kann beispielsweise eine solche sein, die genau aus einem zusammenhängenden Materialstück gefertigt ist. Eine einteilig gefertigte, bereitgestellte oder hergestellte Komponente oder Struktur oder auch eine integral mit wenigstens einer weiteren Komponente oder Struktur gefertigte, bereitgestellte oder hergestellte Komponente oder Struktur kann beispielsweise eine solche sein, die ohne eine Zerstörung oder Beschädigung einer der wenigstens zwei beteiligten Komponenten nicht von der wenigstens einen weiteren Komponente getrennt werden kann. Ein einstückiges Bauteil oder eine einstückige Komponente stellt so auch wenigstens ein integral mit einer anderen Struktur des betreffenden Bauteils oder der betreffenden Komponente gefertigtes oder einteiliges Bauteil bzw. gefertigte oder einteilige Komponente dar.
Ergänzend oder alternativ können der Drehschwingungsdämpfer und/oder seine Komponenten rotationsymmetrisch ausgestaltet sein, was beispielsweise zu einer verbesserten Funktionsfähigkeit und/oder zu einer leichteren Herstellbarkeit führen kann. So können beispielsweise das Abdeckblech und/oder das Aufnahmebauteil rotationssym- metrisch sein. Eine Komponente kann beispielsweise eine n-zählige Rotationssymmetrie aufweisen, wobei n eine natürliche Zahl größer oder gleich 2 ist. Eine n-zählige Rotationssymmetrie liegt dann vor, wenn die betreffende Komponente beispielsweise um eine Rotations- oder Symmetrieachse um (360°/n) drehbar ist und dabei im Wesentlichen formenmäßig in sich selbst übergeht, also bei einer entsprechenden Drehung im Wesentlichen auf sich selbst im mathematischen Sinn abgebildet wird. Im Unterschied hierzu geht bei einer vollständigen rotationssymmetrischen Ausgestaltung einer Komponente bei einer beliebigen Drehung um jeden beliebigen Winkel um die Rotationsoder Symmetrieachse die Komponente formenmäßig im Wesentlichen in sich selbst über, wird also im mathematischen Sinn im Wesentlichen auf sich selbst abgebildet. Sowohl eine n-zählige Rotationssymmetrie wie auch eine vollständige Rotationssymmetrie werden hierbei als Rotationssymmetrie bezeichnet.
Eine mechanische Kopplung zweier Komponenten umfasst sowohl eine unmittelbare, wie auch eine mittelbare Kopplung, also beispielsweise eine Kopplung über eine weitere Struktur, ein weiteres Objekt oder eine weitere Komponente. Eine kraftschlüssige oder reibschlüssige Verbindung kommt durch Haftreibung, eine stoffschlüssige Verbindung durch molekulare oder atomare Wechselwirkungen und Kräfte und eine formschlüssige Verbindung durch eine geometrische Verbindung der betreffenden Verbindungspartner zustande. Die Haftreibung setzt somit im Allgemeinen eine Normalkraftkomponente zwischen den beiden Verbindungspartnern voraus.
Nachfolgend werden unter Bezugnahme auf die beigefügten Figuren unter-schiedliche Beispiele beschrieben und erläutert.
Fig. 1 zeigt ein schematisches Blockschaltbild eines Anfahrelements;
Fig. 2 zeigt ein schematisches Blockschaltbild eines Antriebs- Strangs;
Fig. 3 zeigt eine Querschnittsdarstellung eines Anfahrelements in Form eines Drehmomentwandlers; Fig. 4A zeigt eine Teilaufrissdarstellung in Form einer Aufsicht auf einen Drehschwingungsdämpfer des in Fig. 3 gezeigten Anfahrelements;
Fig. 4B illustriert eine Anordnung der Federelemente des in Fig. 4A gezeigten Drehschwingungsdämpfers;
Fig. 5 illustriert ein erstes Beispiel von Kennlinien einer ersten und einer zweiten Stufe eines Drehschwingungsdämpfers;
Fig. 6 illustriert ein erstes Beispiel von Kennlinien einer ersten und einer zweiten Stufe eines Drehschwingungsdämpfers;
Fig. 7 illustriert ein erstes Beispiel von Kennlinien einer ersten und einer zweiten Stufe eines Drehschwingungsdämpfers;
Fig. 8A zeigt eine Fig. 4A vergleichbare eine Teilaufrissdarstellung in Form einer Aufsicht auf einen Drehschwingungsdämpfer;
Fig. 8B zeigt eine Fig. 4B vergleichbare schematische Darstellung der Anordnung der Federelemente des Drehschwingungsdämpfers aus Fig. 8A;
Fig. 9 zeigt eine Teilaufrissdarstellung in Form einer Aufsicht auf einen weiteren Drehschwingungsdämpfer;
Fig. 10 zeigt eine Teilaufrissdarstellung in Form einer Aufsicht auf einen weiteren Drehschwingungsdämpfer; und
Fig. 1 1 zeigt eine schematisch stark vereinfachte Aufsicht auf einen weiteren Drehschwingungsdämpfer. Bei der nachfolgenden Beschreibung der beigefügten Darstellungen bezeichnen gleiche Bezugszeichen gleiche oder vergleichbare Komponenten. Ferner werden zusammenfassende Bezugszeichen für Komponenten und Objekte verwendet, die mehrfach in einem Ausführungsbeispiel oder in einer Darstellung auftreten, jedoch hinsichtlich eines oder mehrerer Merkmale gemeinsam beschrieben werden. Komponenten oder Objekte, die mit gleichen oder zusammenfassenden Bezugszeichen beschrieben werden, können hinsichtlich einzelner, mehrerer oder aller Merkmale, beispielsweise ihrer Dimensionierungen, gleich, jedoch gegebenenfalls auch unterschiedlich ausgeführt sein, sofern sich aus der Beschreibung nicht etwas anderes explizit oder implizit ergibt.
In vielen Bereichen des Anlagen-, Maschinen- und Fahrzeugbaus tritt die Herausforderung auf, einen oder mehrere Drehschwingungsanteile aus einer Drehbewegung zu entfernen, zumindest jedoch zu dämpfen. Entsprechende Drehschwingungsanteile einer Drehbewegung können konzeptions- und/oder konstruktionsbedingt bei Antriebsmaschinen auftreten, die nach dem Hubkolbenprinzip arbeiten. Beispiele umfassen Ottomotoren und Dieselmotoren, bei denen es zu stoßartigen Kraftentfaltungen kommt, die zu entsprechenden Drehungleichförmigkeiten und damit entsprechenden Drehschwingungsanteilen führen können.
Um entsprechende Drehschwingungsanteile von nachfolgenden Komponenten möglichst fern zu halten, diese zumindest jedoch zu reduzieren, können beispielsweise Drehschwingungsdämpfer eingesetzt werden, bei denen eine Übertragung des Drehmoments über ein oder mehrere Federelemente erfolgt. Das oder die Federelemente dient hierbei der kurzzeitigen Aufnahme der in den Drehschwingungsanteilen enthaltenen Überschussenergie gegenüber einer mittleren Energie der Drehbewegung, die phasenrichtig aus den Federelementen in die Drehbewegung wieder abgegeben werden kann. Durch den Einsatz eines oder mehrerer entsprechender Federelemente kann so eine kurzzeitig auftretende Überhöhung der Energie bzw. des Drehmoments abgefangen und in die Drehbewegung wieder phasenrichtig eingekoppelt werden.
Bei der Anpassung bzw. Auslegung eines entsprechenden Drehschwingungs-dämpfers an die konkrete Anwendung ist eine Vielzahl zum Teil unterschiedlicher Randbedingungen zu beachten. Neben der eigentlichen Dämpfung von Drehschwingungen bzw. Drehunförmigkeiten (DU) stehen so nicht zuletzt eine leichte Implementierung bzw. Herstellung eines solchen Drehschwingungsdämpfers, der von ihm benötigte Bauraum und die Zuverlässigkeit des Drehschwingungsdämpfers und des Systems, welches den Drehschwingungsdämpfer umfasst, im Raum. So werden beispielsweise Drehschwingungsdämpfer im Bereich von Drehmomentwandlern mit drehzahladaptiven Tilgern (DAT) in Kombination mit einem Zweidämpferwandler (ZDW), also einem zweireihig bzw. zweistufig ausgeführten Torsionsschwingungsdämpfer eingesetzt. Hierdurch kann eine Schwingungsentkopplung erzielt werden, bei der beispielsweise die durch den Verbrennungsmotor induzierten Drehunförmigkeiten zumindest reduziert werden. Der drehzahladaptive Tilger, der auch als Tilgerschwingungsdämpfer bezeichnet wird, ist bei solchen Systemen häufig entweder auf der Zwischenmasse zwischen den betreffenden Federsätzen oder sekundärseitig, also hinter dem zweiten Federsatz, an dem Ausgang des Drehschwingungsdämpfers angesetzt.
Nicht zuletzt aus ökologischen Gründen bestehen ein Ziel und ein Bestreben der Fahrzeughersteller darin, Kohlendioxidemissionen (C02-Emissionen) einzusparen und gleichzeitig den Aufwand möglichst zu reduzieren, um beispielsweise schon Kosten einzusparen. Diese Ziele werden motorseitig beispielsweise durch eine Reduzierung des Hubraums und eine Verringerung der Geschwindigkeit der Drehzahlen der Verbrennungsmotoren und andere Komponenten des Antriebsstrangs realisiert. Diese Maßnahmen werden auch als Downsizing bzw. Downspeeding bezeichnet.
Dies kann jedoch dazu führen, dass die Drehungleichförmigkeiten bzw. Drehschwingungen in einem solchen Antriebsstrang zunehmen. Zur Aufrechterhaltung des Komforts und zur Aufrechterhaltung der Funktionssicherheit kann es daher ratsam sein, Drehunförmigkeitsentkopplungssysteme, also beispielsweise Drehschwingungsdämpfer zu implementieren, welche eine bessere Dämpfung von Drehschwingungen ermöglichen. Hierbei besteht die Tendenz, trotz der zuvor genannten technischen Maßnahmen um geringerer Restdrehungleichförmigkeiten zu realisieren und so Komfort- und/oder Lebensdauereinbußen zu begegnen.
Der Einsatz eines Drehschwingungsdämpfers, wie er nachfolgend beschrieben wird, kann so die Entkopplungsgute beispielsweise eines Drehmomentwandlers oder auch eines anderen Anfahrelements beispielsweise in dem als besonders kritisch angesehenen niedrigen Drehzahlbereich verbessern, so dass auch hier ein Potential zur Absenkung der Anfahrdrehzahl gegebenenfalls realisiert werden kann.
Fig. 1 zeigt so ein schematisches Blockschaltbild eines Anfahrelements 100, das einen Eingang 1 10 und einen Ausgang 120 umfasst. Das Anfahrelement 100 umfasst ferner einen Drehschwingungsdämpfer 130, welcher wiederum einen Eingang 140 und einen Ausgang 150 aufweist, bei dem es sich bei dem hier gezeigten Anfahrelement 100 ebenso um den Ausgang 120 des Anfahrelements 100 handelt. Der Eingang 140 des Drehschwingungsdämpfers 130 ist hierbei als ein zweiter Teil einer Primärmasse des Anfahrelements 100 ausgestaltet, während der Eingang 1 10 des Anfahrelements einen weiteren Teil der Primärmasse darstellt, der in Fig. 1 auch als„Teil 1 " der Primärmasse bezeichnet ist. Das Anfahrelement 100 umfasst ferner eine reibschlüssige Kupplung 160, die zwischen den Eingang 1 10 des Anfahrelements 100 und den Eingang 140 des Drehschwingungsdämpfers 130 gekoppelt ist. Ja nach konstruktiver Ausgestaltung kann die Kupplung 1 60 im Wesentlichen zum Unterbrechen eines Drehmomentflusses über die Kupplung 1 60 oder auch zum Schaffen eines entsprechenden Drehmomentflusses dienen. Handelt es sich beispielsweise um eine reibschlüssige Kupplung 1 60, die im unbelasteten Zustand geschlossen ist (normally closed) kann durch ein entsprechendes Ansteuern der Kupplung der Drehmomentfluss über die Kupplung 160 unterbrochen werden. Handelt es sich hingegen bei der Kupplung 1 60 um eine solche, die in ihrem Ausgangszustand typischerweise offen ist, so dass in diesem Zustand eine Drehmomentübertragung über die Kupplung 1 60 hinweg nicht möglich ist (normally o- pen), so kann durch ein entsprechendes Ansteuern der Kupplung 1 60 der Drehmomentfluss über die Kupplung 1 60 hinweg geschaffen werden. Eine entsprechende Kupplung 160 kann hierbei beispielsweise auf Basis eines reibschlüssigen Kontaktes zwischen entsprechenden Reibflächen aufbauen.
Bei dem Anfahrelement 100, wie es in Fig. 1 gezeigt ist, handelt es sich genauer gesagt um einen Drehmomentwandler 170, der neben der Kupplung 160 einen zweiten Drehmomentübertragungsweg über eine Pumpen/Turbinen-Anordnung 180 ermöglicht. Die Pumpen/Turbinen-Anordnung 180 umfasst so ein Pumpenrad 190, welches drehfest mit dem Eingang 1 10 des Anfahrelements gekoppelt ist und während des Betriebs einen hydrodynamischen Fluss aufbaut, der mit einem Turbinenrad 200 der Pumpen/Turbinen-Anordnung 180 in Wechselwirkung treten kann. Hierdurch kann von dem Pumpenrad 190 auf das Turbinenrad 200 einen Drehmoment übertragen werden, wobei bei dem hier gezeigten Beispiel eines Anfahrelements 100 das Turbinenrad 200 mit dem Ausgang 120 bzw. dem Ausgang 150 des Anfahrelements 100 und des Drehschwingungsdämpfers 130 drehfest gekoppelt ist.
Die Pumpen/Turbinen-Anordnung 180 umfasst ferner ein Leitrad 210, welches über einen in Fig. 1 nicht gezeigten Freilauf mit einer Abstützung 220, beispielsweise in Form des Ausgangs 120 des Anfahrelements 100 und/oder des Ausgangs 150 des Drehschwingungsdämpfers 130 gekoppelt ist. Das Leitrad 210 kann so zu einer Drehmomentüberhöhung herangezogen werden und sich hierbei an der Abstützung 220 über den erwähnten Freilauf abstützen.
Die Kupplung 1 60 wird, da es sich bei dem Anfahrelement 100 um einen Drehmomentwandler 170 handelt, auch als Überbrückungskupplung für die Pumpen/Turbinen- Anordnung 180 bezeichnet.
Der Drehschwingungsdämpfer 130 weist eine erste Mehrzahl von Federelementen 230 auf, die in Fig. 1 auch als C1 bezeichnet sind und zwischen dem Eingang 140 und einer Zwischenmasse 240 des Drehschwingungsdämpfers angeordnet sind und mit diesen gekoppelt sind. Die erste Mehrzahl von Federelementen 230, die auch als erster oder äußerer Federsatz bezeichnet werden, bildet hierbei eine erste Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130. Entsprechend weist der Drehschwingungsdämpfer 130 eine zweite Mehrzahl von Federelementen 250 auf, die zwischen der Zwischenmasse 240 und dem Ausgang 150 des Drehschwingungsdämpfers 130, der auch als Sekundärmasse bezeichnet wird, angeordnet sind. Die Federelemente der zweiten Mehrzahl 250 sind hierbei entsprechend zwischen die Zwischenmasse 240 und dem Ausgang 150 des Drehschwingungsdämpfers 130 gekoppelt und bilden hierbei eine zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130.
Sowohl die erste Mehrzahl von Federelementen 230 wie auch die zweite Mehrzahl von Federelementen 250 ist hierbei schematisch als Hintereinanderschaltung zweier Federn dargestellt, um zu illustrieren, dass sowohl die erste Stufe wie auch die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 jeweils eine progressive Kennlinie mit wenigstens einer Übergangsstelle aufweisen. Auch wenn in einer realen Implementierung anstelle einer seriellen Schaltung häufig ergänzend oder auch alternativ Parallelschaltungen von Federn verwendet werden, können entsprechende progressive Kennlinien durchaus auch mithilfe von Serienschaltungen von Federn realisiert werden. Die erste Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130, also die erste Mehrzahl von Federelementen 230 ist hierbei in Fig. 1 auch durch C1 , die zweite Stufe bzw. die zweite Mehrzahl von Federelementen 250 durch C2 gekennzeichnet. C bezeichnet hierbei die Steifigkeit der betreffenden Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130, also eine Steigung bzw. eine Änderung oder Ableitung der Kennlinie als Funktion des Verdrehwinkels φ. Die Kennlinien geben hierbei beispielsweise das von der jeweiligen Stufe bereitgestellte Drehmoment M bei einer statischen Verdrehung um einen bestimmten Verdrehwinkel φ wieder, wobei sich der Verdrehwinkel jeweils auf einen unbelasteten Gleichgewichts- bzw. Grundzustand des Drehschwingungsdämpfers 130 bezieht, bei dem ein verschwindendes Drehmoment (0 Nm) von der jeweiligen Stufe des Drehschwingungsdämpfers bereitgestellt wird. Die Steifigkeit C ist so im mathematischen Sinne die Ableitung der Kennlinie nach dem Verdrehwinkel (C = dM/dcp).
Der Drehschwingungsdämpfer 130 weist ferner wenigstens eine Tilgermasse 260 auf, die bei dem hier gezeigten Anfahrelement mit der Zwischenmasse 240 gekoppelt ist und als DAT (drehzahladaptiver Tilger) bezeichnet ist. Bei anderen Beispielen eines Anfahrelements 100 bzw. eines Drehschwingungsdämpfers 130 kann die wenigstens eine Tilgermasse 260 auch beispielsweise mit dem Ausgang 150, also der Sekundärmasse des Drehschwingungsdämpfers 130 gekoppelt sein. Wie im späteren Verlauf noch gezeigt werden wird, kann so die wenigstens eine Tilgermasse 260 durch eine Tilgermassenträgerstruktur derart beweglich geführt werden, so dass die wenigstens eine Tilgermasse 260 in der Lage ist, um in Abhängigkeit der Drehbewegung eine entsprechende Schwingung auszuführen um so einen Schwingungsanteil der Drehbewegung zu dämpfen. Je nach konkreter Ausgestaltung kann so die Tilgermassenträgerstruktur beispielsweise Teil der Zwischenmasse 240 sein, sie kann jedoch auch drehfest mit dem Ausgang 150 verbunden sein und so einen Teil der Sekundärmasse bilden. Die Tilgermassenträgerstruktur kann hierbei als separates Bauteil, jedoch auch als Teil eines anderen Bauteils ausgeführt sein.
Der Eingang 1 10 des Anfahrelements 100 kann beispielsweise mit einem Verbrennungsmotor gekoppelt werden, während der Ausgang 150 beispielsweise mit einer Getriebeeingangswelle eines in Fig. 1 nicht gezeigten Getriebes drehfest verbunden werden kann. Hierdurch kann es möglich sein, den Verbrennungsmotor auch bei einem Stillstand des Kraftfahrzeugs weiterlaufen zu lassen, bei dem die Getriebeeingangswelle typischerweise ebenfalls steht. In einem solchen Fall kann der Drehmomentfluss über die Kupplung 1 60 durch ein entsprechendes Öffnen derselben unterbrochen werden, während aufgrund der fehlenden starren bzw. drehfesten Verbindung zwischen dem Pumpenrad 190 und dem Turbinenrad 200 ein Stehen der Getriebeeingangswelle auch bei einem Drehen des Eingangs 1 10 des Anfahrelements 100 möglich ist.
Die erste Kennlinie der ersten Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 weist aufgrund ihrer progressiven Ausgestaltung wenigstens eine Übergangsstelle auf. Entsprechend weist auch die zweite Kennlinie der zweiten Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 wenigstens eine entsprechende Übergangsstelle aufgrund ihrer progressiven Ausgestaltung auf. Die Übergangsstellen der ersten Kennlinie und der zweiten Kennlinie sind hierbei bezogen auf das Drehmoment voneinander beabstandet. Je nach konkreter Ausgestaltung kann hierbei der Drehschwingungsdämpfer 130 beispielsweise so ausgelegt sein, dass die Übergangsstellen bezogen auf das Drehmoment einen Abstand von wenigstens 20 Nm aufweisen. Benachbarte Übergangsstellen der ersten und der zweiten Kennlinie können hierbei sowohl untereinander als auch zwischen verschiedenen Kennlinien beispielsweise einen Abstand von höchstens 100 Nm aufweisen. Durch eine entsprechende Ausgestaltung kann es nun gerade möglich sein, eine Gesamtkennlinie der beiden Stufen des Drehschwingungsdämpfers im Zusammenspiel mit dem Tilgerschwingungsdämpfer und seiner wenigstens einen Tilgermasse 260 zu realisieren, so dass die Entkopplungsgute der Drehungleichförmigkeiten bzw. Drehschwingungen soweit verbessert werden kann, dass auch bei niedrigeren Drehzahlen gegebenenfalls bereits ein Anfahren möglich ist. Fig. 1 illustriert so ein Dynamikschema eines entsprechenden Dämpfer-Tilgersystems, das beispielsweise zwischen einem Verbrennungsmotor und einem Getriebe geschaltet werden kann. Um dies näher zu illustrieren, zeigt Fig. 2 ein schematisches Blockschaltbild eines Antriebsstrangs 270, der einen Verbrennungsmotor 280 sowie ein Getriebe 290 umfasst. Zwischen den Verbrennungsmotor und das Getriebe 290 kann so beispielsweise ein Anfahrelement 100 gekoppelt werden, wie dies beispielsweise im Zusammenhang mit Fig. 1 beschrieben wurde. Dieses kann so einen Drehschwingungsdämpfer 130 umfassen, der zwischen dem Verbrennungsmotor 280 und einem Ausgang des Getriebes 290 gekoppelt ist. Auch kann bei anderen Beispielen anstelle eines Anfahrelements 100 mit einem solchen Drehschwingungsdämpfer 130 auch konventionelles Anfahrelement 100 integriert werden, wenn beispielsweise der Drehschwingungsdämpfer 130 als Teil des Getriebes 290 ausgeführt wird. Das Getriebe 290 kann beispielsweise als Stufengetriebe mit mehreren, festen Drehzahlübersetzungsverhältnissen implementiert sein, jedoch auch als stufenloses Getriebe oder Kombination derselben umgesetzt sein. Im Falle eines Stufengetriebes bzw. eines entsprechenden Teilgetriebes kann dieses beispielsweise auf Basis von Planetenradsätzen, jedoch auch auf Basis eines Stirnradgetriebes implementiert sein.
Bei dem Verbrennungsmotor kann es sich beispielsweise um einen Hubkolbenmotor, also beispielsweise um einen Otto-Motor oder einen Diesel-Motor handeln. Es können aber auch andere Verbrennungsmotoren zum Einsatz kommen. Ebenso kann der Verbrennungsmotor 280 zusätzliche Komponenten eines Elektromotors umfassen, um beispielsweise ein Hybridantriebsaggregat zu bilden. Ein entsprechendes Hybridmodul kann so beispielsweise als Teil des Verbrennungsmotors 280, des Anfahrelements 100 oder auch des Getriebes 290 vollständig oder Teilweise ausgeführt sein.
Während Fig. 1 ein Dynamikschema des Drehmomentwandlers 170 mit drehzahladapti- vem Tilger auf der Zwischenmasse 240 gezeigt hat, wird nun mithilfe der Fig. 3, 4A und 4B eine konstruktive genauere Ausgestaltung eines entsprechenden Anfahrelements 100 beschrieben. Die Mehrstufigkeit der auch als Torsionsdämpferkennlinie bezeichneten Kennlinie des Drehschwingungsdämpfers 130 wird hierbei durch jeweils eine Zweistufigkeit der ersten und zweiten Mehrzahl von Federelementen 230, 250 mit unterschiedlichen Knickmomenten, also unterschiedlichen Übergangsstellen realisiert. Um das mit den entsprechenden Federelementen übertragbare Moment bei ertragbaren Spannungen in den Federelementen zu steigern, wie hier mit Außen- und Innenfedern gearbeitet, wobei die Innenfedern einen kleineren Durchmesser aufweisen, damit sie in die Außenfedern hineingesteckt werden können. Gemeinsam bilden diese Federn ein Federelement, das auch als Federpaket bezeichnet wird. Ein Federelement kann jedoch auch nur eine einzelne Feder umfassen. Andererseits ist es auch möglich eine dritte, noch kleinere Feder in die Innenfeder hineinzustecken, so dass die„Innenfeder" eine mittlere Feder darstellt, die zwischen einer äußeren Feder und einer inneren Feder angeordnet ist.
Die Zweistufigkeit kann hier dadurch erzeugt werden, dass kürzere Innenfedern verwendet werden, da diese erst bei dem anvisierten oder angedachten Grenzmoment, das auch als Knickmoment bezeichnet wird, zum Anliegen kommen und somit erst bei weiterer Verdrehung des Federelements aktiv sind und über diese parallel Schaltung der einzelnen Federn die Federsteifigkeit der betreffenden Stufe erhöht. Fig. 3 zeigt hierbei eine Querschnittsdarstellung durch ein entsprechendes Anfahrelement, während Fig. 4A eine Aufsicht auf einen entsprechenden Drehschwingungsdämpfer und Fig. 4B eine schematische Anordnung der Federelemente wiedergibt.
Fig. 3 zeigt eine Querschnittsdarstellung durch ein Anfahrelement 100 in Form eines Drehmomentwandlers 170, um den Grundaufbau eines solchen Drehmomentwandlers 170 mit einem sekundärseitigen drehzahladaptiven Tilger näher zu erläutern. Das Anfahrelement 100 weist hierbei ein Gehäuse 300 auf, das mit einer flexiblen Platte 305 zur mechanischen Ankopplung des Anfahrelements 100 an den in Fig. 3 nicht gezeigten Verbrennungsmotor 280 drehfest verbunden ist. Die flexible Platte 305 wird auch als Flexplate bezeichnet und weist beispielsweise bei der hier gezeigten Ausgestaltung mehrere entlang einer Umfangsrichtung verteilte Bohrungen 310 zur mechanischen Verbindung auf.
Das Gehäuse 300 weist genauer gesagt eine auch als Deckel bezeichnete erste Gehäuseschale 320 auf, die über eine Verschweißung 330 mit einer zweiten Gehäuseschale 340 verbunden ist. Durch die Verschweißung 330 bilden die beiden Gehäuseschalen 320, 340 ein fluidtechnisch abgedichtetes Volumen, in dessen Inneren der Drehschwingungsdämpfer 130 angeordnet ist. Ebenso ist in dem Innenvolumen die auch als Wandleruberbruckungskupplung (WK) bezeichnete Kupplung 1 60 angeordnet. Diese weist eine Mehrzahl von Außenlamellen 350 auf, die über eine entsprechende Verzahnungsstruktur mit der ersten Gehäuseschale 320 in Eingriff stehen, um so eine Drehbewegung von der ersten Gehäuseschale 320 des Gehäuses 300 auf die Außenlamellen 350 zu übertragen. Das Gehäuse 300 bzw. seine erste Gehäuseschale 320 bildet so einen Außenlamellenträger (ALT) 355, mit dem die Außenlamellen 350 in Eingriff stehen. Die Kupplung 1 60 weist ferner zwischen den Außenlamellen angeordnete Innenlamellen 360 auf, die beispielsweise Reibbelege aufweisen können, um mit den Außenlamellen 350 einen reibschlüssigen Kontakt zu bilden. Die Innenlamellen 360 stehen hierbei mit einem Innenlamellenträger (ILT) 370 ebenfalls über eine entsprechende Verzahnung in Eingriff.
Ein Kolben 380 ist hierbei entlang einer Achse 390 verschiebbar, um die Innenlamellen 360 und die Außenlamellen 350 entlang der Achse 390 zu verschieben und so in Reibeingriff zu bringen. Der Kolben 380 ist hierbei gegenüber dem weiteren Innenraum des Gehäuses 300 über eine Dichtung 400 abgedichtet. Der so zwischen der ersten Gehäuseschale 320 und dem Kolben 380 gebildete Kolbenraum kann über eine entsprechende Zuflussbohrung mit Druck versorgt werden, um so in einer konkreten Ausgestaltung der Kupplung 1 60 den Reibeingriff zu schaffen oder aufzuheben. So weist die Kupplung 1 60 ferner ein Federelement 410 auf, welches mit der ersten Gehäuseschale 320 vernietet und über eine weitere Dichtung 420 abgedichtet ist.
Der Innenlamellenträger 370 ist bei der hier gezeigten Ausgestaltung des Drehschwingungsdämpfers 130 mit einer Zentralscheibe 430 verbunden, um so das über den Innenlamellenträger 370 eingekoppelte Drehmoment bzw. die über den Innenlamellenträger 370 eingekoppelte Drehbewegung in den Drehschwingungsdämpfer 130 einzukop- peln. Der Innenlamellenträger 370 kann so als Eingang 140 des Drehschwingungsdämpfers 130 angesehen werden. Die Zentralscheibe 430 steht nun mit der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 in Anlage, wobei die entsprechenden Federelemente die Steifigkeit der ersten Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 bilden. Die Federelemente der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 steht mit zwei Abdeckblechen 440 in Anlage, über die die Drehbewegung von der ersten Mehrzahl von Fe- derelementen 230 an die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 übertragen wird. Die Abdeckbleche 440 sind hierbei miteinander drehfest verbunden und derart ausgeformt, dass diese nicht nur als Ansteuer- bzw. Absteuerbleche für die Federelemente der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 dient, sondern ebenso für diese einen Federkanal ausbilden, an den sich die Federelemente der ersten Mehrzahl von Federelementen radial außen und radial innen bei Bedarf anlegen können.
Die Abdeckbleche 440 dienen darüber hinaus ebenso als Ansteuerbauteile für die Federelemente der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250, die radial weiter innenliegend angeordnet sind. Die Federelemente der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 bildet hierbei die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 und steht mit einer Nabenscheibe 450 in Anlage, um die über die zweite Mehrzahl von Federelementen 250 übertragene Drehbewegung aufzunehmen. Die Federelemente der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 bildet so die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130, die auch als zweite Steifigkeit C2 bezeichnet wird.
Die Nabenscheibe 450 ist über eine Vernietung 460 mit einer auch als Torsionsdämpfernabe bezeichneten Abtriebsnabe 470 drehfest verbunden. Die Abtriebsnabe 470 weist eine Innenverzahnung auf, über die die in Fig. 3 nicht gezeigte Getriebeeingangswelle und eine entsprechend ausgeformte Außenverzahnung derselben die Drehbewegung in das ebenfalls in Fig. 3 nicht gezeigte Getriebe einleiten kann.
Wie im Zusammenhang mit den Fig. 4A und 4B noch näher beschrieben werden wird, sind hierbei sowohl die Federelemente der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 und die Federelemente der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 derart ausgestaltet, dass diese jeweils eine äußere Feder 480 und eine innere Feder 490 aufweisen. Allerdings sind die Federelemente auch innerhalb der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 bzw. innerhalb der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 nicht notwendigerweise identisch ausgestaltet, wie dies im Zusammenhang mit den Fig. 4A und 4B noch näher beschrieben werden wird. Bei der in Fig. 3 gezeigten Schnittebene schneidet diese im Bereich der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 gerade sowohl die innere Feder 490 wie auch die äußere Feder 480, während die Lage der Schnittebene im Bereich der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 bei der der Fig. 3 zugrundeliegenden Betriebssituation gerade nur die äußere Feder 490 schneidet. Wie nachfolgend noch im Zusammenhang mit Fig. 4A und 4B erläutert wird, können so die Federelemente der Mehrzahlen von Federelementen 230, 250 beispielsweise kürzere innere Federn als die äußeren Federn umfassen. Es können jedoch auch Federelemente implementiert sein, bei denen sowohl die innere Feder 490 wie auch die äußere Feder 490 im Wesentlichen gleich lang sind.
Wie bereits im Zusammenhang mit Fig. 1 erläutert wurde, weist das Anfahrelement 100 aufgrund seiner Ausgestaltung als Drehmomentwandler 170 ebenso eine Pumpen/Turbinen-Anordnung 180 auf. Die zweite Gehäuseschale 340 dient hierbei ebenso als Pumpenrad 190, die einfach auch als Pumpe bezeichnet wird. So ist mit dieser eine Mehrzahl von Pumpenschaufeln 500 verbunden, die aufgrund der Drehbewegung des Gehäuses 300 einen Fluidstrom in Richtung der Turbine bzw. des Turbinenrads 200 bewirkt. So weist auch das Turbinenrad 200 eine Mehrzahl von entlang der Umfangs- richtung verteilten Turbinenschaufeln 510 auf, die den von dem Pumpenrad 190 bewirkten Fluidstrom ihrerseits in einer Drehbewegung umwandelt. Auch hier ist wiederum über ein Leitrad 210 der Kreislauf des durch das Pumpenrad 190 angeworfenen Flu- idstroms geschlossen.
Zur Ankopplung des über die Pumpen/Turbinen-Anordnung 180 übertragenen Drehmoments an die Abtriebsnabe 470, die beispielsweise den Ausgang 150 des Drehschwingungsdämpfers bilden kann, ist das Turbinenrad 200 ebenfalls über die Vernietung 460 mit der Abtriebsnabe 470 drehfest verbunden. Bei anderen Ausgestaltungen kann das Turbinenrad 200 jedoch auch mit einem Teil der Zwischenmasse 240 des Drehschwingungsdämpfers 130 verbunden sein.
Bei dem hier gezeigten Beispiel umfasst die Zwischenmasse 240 beispielsweise die Bahnbleche 440 des Drehschwingungsdämpfers 130 sowie die als Tilgermassenträ- gerstruktur 420 wirksamen Bahnbleche 530, die ebenfalls über eine Vernietung 540 mit den Abdeckblechen 440 und damit der Zwischenmasse 240 drehfest verbunden sind. Die Bahnbleche 530 dienen hierbei der beweglichen Führung der Tilgermassen 260, die beispielsweise über Wälzkörper beweglich an der Tilgermassenträgerstruktur 520 geführt werden, so dass die Tilgermassen 260 eine Schwingung zur Dämpfung eines Schwingungsanteils der Drehbewegung ausführen können. Bei dem hier gezeigten Beispiel eines entsprechenden drehzahladaptiven Tilgers sind die Tilgermassen 260 mehrteilig ausgestaltet und umfassen so hier jeweils drei entlang der Achse 390 mehrere, im vorliegenden Fall drei Einzeltilgermassen 550.
Bei dem hier gezeigten Beispiel eines Drehschwingungsdämpfers 130 werden die Tilgermassen 260, die auch als Fliehgewichte bezeichnet werden, durch zwei entlang der Achse 390 beabstandete Bahnbleche geführt, die zusammen die Tilgermassenträ- gerstruktur 520 bilden. Bei anderen Ausgestaltungen kann es auch möglich sein, die Tilgermassen 260 zu beiden Seiten eines einzelnen Bahnblechs 530 oder zu beiden Seiten einer einzelnen Tilgermassenträgerstruktur 520 zu führen. Bei dem hier gezeigten Beispiel weist der Drehschwingungsdämpfer 130 darüber hinaus eine Mehrzahl von Tilgermassen 260 auf. Bei anderen Ausgestaltungen kann auch hier gegebenenfalls die Zahl der Tilgermassen erhöht oder reduziert werden. So kann es gegebenenfalls auch möglich sein, nur eine einzelne Tilgermasse 260 anstelle der hier entlang der Umfangs- richtung angeordneten Mehrzahl von Tilgermassen 260 zu verwenden.
Wie bereits zuvor kurz angedeutet wurde, umfasst die Zwischenmasse 240 hier ebenso die Tilgermassenträgerstruktur 520 in Form der Bahnbleche 530, da diese über die Vernietung 540 mit den Abdeckblechen 440 drehfest verbunden ist. Die Vernietung 540 sorgt hierbei ferner auch für eine Beabstandung der einzelnen Bahnbleche 440 entlang der Achse.
Bei anderen Ausgestaltungen kann der Tilgermassenträger 520, also beispielsweise die Bahnbleche 530 auch unmittelbar mit der Abtriebsnabe 470, also dem Ausgang 150 des Drehschwingungsdämpfers 130 verbunden sein. Ebenso kann das Turbinenrad 200 anstelle der Vernietung 460 mit der Vernietung 540 mit der Zwischenmasse drehfest verbunden sein. In diesem Fall könnte die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 und gegebenenfalls auch der drehzahladaptiver Tilger mit seiner wenigstens einen Tilgermasse 260 je nach Anbindung derselben zur Dämpfung von über die Pumpen/Turbinen-Anordnung 180 übertragenen Drehungleichförmigkeiten oder Drehschwingungen herangezogen werden. Fig. 4A zeigt eine Aufsicht auf den Drehschwingungsdämpfer 130 aus Fig. 3, wobei aufgrund der Blickrichtung die Tilgermassen 260 von den Abdeckblechen 440 verdeckt werden. Genauer gesagt handelt es sich bei der Darstellung der Fig. 4A um eine Teilaufrissdarstellung, die beispielsweise die Federanordnungen mit ihren losen Innenfedern zeigt.
Die Teilaufrissdarstellung der Fig. 4A zeigt so ebenso den Drehmomentfluss innerhalb des Drehschwingungsdämpfers 130 von seinem Eingang 140, also dem Innenlamellen- träger 370 zu seinem Ausgang 450 in Form der Abtriebsnabe 470. Ausgehend von dem Eingang 140, also dem Innenlamellenträger 370 wird zunächst über eine Vernietung 560 die Drehbewegung auf die Zentralscheibe 430 übertragen. Diese weist eine Mehrzahl von entlang der Umfangsrichtung angeordneten Ansteuerabschnitten 570 auf, die bei dem hier gezeigten Beispiel eines Drehschwingungsdämpfers ihrerseits jeweils mit einem Federschuh 580 in Kontakt steht. Die Federschuhe 580 stehen hierbei mit den äußeren Federn 480 der Federelemente der ersten Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130, also der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 in Kontakt. Die Federelementen der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 weist darüber hinaus ebenso innere Federn 490 auf, wobei hierbei unterschiedlich lange innere Federn 490, 490' zum Einsatz kommen. Die innere Feder 490, wie sie in Fig. 4A oben gezeigt ist, weist beispielsweise im Wesentlichen die gleiche Länge entlang des Umfangs auf, wie die entsprechende äußere Feder 480. Entsprechend sind die Federschuhe 580 auch so ausgeformt, dass diese stets sowohl mit der äußeren Feder 480 wie auch mit der inneren Feder 490 in Kontakt stehen. Die Federschuhe 580 weisen hierbei sowohl zu den inneren Federn 490 wie auch zu den äußeren Federn 480 ein radiales Spiel auf.
Im Unterschied hierzu sind zwar die äußeren Federn 480, wie sie beispielsweise rechts oben in Fig. 4A gezeigt sind, identisch zu den oben eingesetzten äußeren Federn 480, die inneren Federn 490' unterscheiden sich jedoch von den inneren Federn 490 oben hinsichtlich ihrer Länge. Entsprechend treten diese auch zu einem späteren Zeitpunkt erst, nämlich erst nach Überschreiten eines Stufenverdrehwinkels mit den entsprechenden Federschuhen 580' in Kontakt. Diese weisen im Gegensatz zu den Federschuhen 580 bei dem hier gezeigten Beispiel unterschiedliche Flächen auf, die im Wesentlichen senkrecht zu der Umfangsrichtung ausgerichtet sind, um mit den betreffenden Federn 480, 490' in Kontakt zu treten. Aber auch hier weisen die Federschuhe 580' sowohl hinsichtlich der äußeren Federn 480 wie auch hinsichtlich der inneren Federn 490' ein radiales Spiel auf.
Über die Abdeckbleche 440 wird das Drehmoment von der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 zu der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 übertragen. Über die Nabenscheibe 450 wird dann das über die zweite Mehrzahl von Federelementen 250 übertragene Drehmoment und die entsprechenden Vernietungen 460 auf die Abtriebsnabe 470, also den Ausgang 150 des Drehschwingungsdämpfers 130 übertragen.
Aber auch hier werden unterschiedliche Federelemente im Bereich der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 eingesetzt. Auch hier sind zwar die äußeren Federn 480' für alle Federelemente der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 identisch, es werden jedoch zwei unterschiedlich lange innere Federn 490" und 490'" eingesetzt. Die oben dargestellten inneren Federn 490" weisen hierbei die gleiche Länge auf wie die entsprechenden äußeren Federn 480'. Im Unterschied hierzu weisen die beispielsweise unten rechts dargestellten kürzeren inneren Federn 490'" eine kleinere Ausdehnung entlang der Umfangsrichtung auf, als beispielsweise die entsprechenden äußeren Federn 480' der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250. Durch die entsprechende Verwendung von sowohl kurzen wie auch langen inneren Federn 490 im Bereich der Federelemente der ersten Mehrzahl und der zweiten Mehrzahl von Federelementen 230, 250, kann so eine progressive Kennlinie der betreffenden Stufen des Drehschwingungsdämpfers 130 implementiert werden, wobei die entsprechenden Übergangsstellen, bei denen es sich um hier Knickstellen der betreffenden Kennlinien bei entsprechenden Verdrehwinkeln handelt, voneinander beabstandet sind.
Fig. 4B fasst diese Anordnung der inneren und äußeren Federn 480, 490 der betreffenden Mehrzahlen 230, 250 von Federelementen noch einmal zusammen. Hierbei bezeichnen die Großbuchstaben A und D jeweils die äußeren Federn 480 bzw. 480' der ersten bzw. zweiten Mehrzahl von Federelementen 230, 250. Der Buchstabe B stellt hierbei die langen inneren Federn 490 der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 dar, während der Buchstabe C die kurzen inneren Federn 490' der äußeren ersten Mehrzahl von Federelementen 230 darstellt. Entsprechend repräsentiert der Buchstabe E die langen inneren Federn 490" der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250, während der Buchstabe F die kurzen inneren Federn 490'" der zweiten Mehrzahl von Federelementen darstellt. Bei dem in den Fig. 3, 4A und 4B gezeigten Drehschwingungsdämpfer 130 sind so die Federelemente der ersten Mehrzahl von Federelementen entsprechend der Reihenfolge A/B - A/C - A/B - A/B - A/C angeordnet. So umfasst bei dem hier gezeigten Beispiel des Drehschwingungsdämpfers 130 die erste Mehrzahl von Federelemente fünf entlang der Umfangsrichtung äquidistant angeordnete Federelemente. Auch die zweite Mehrzahl von Federelementen 250 umfasst fünf äquidistant angeordnete Federelemente, die jedoch hinsichtlich ihrer Anordnung sich von der eben beschriebenen Anordnung leicht unterscheiden. So sind diese gemäß der Reihenfolge D/E - D/E - D/F - D/F - D/E angeordnet. Hierbei sind die Federelemente der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 und die Federelemente der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 gerade so angeordnet, dass entlang einer radial nach außen verlaufenden Linie überall dort wo ein Federelement der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 liegt auch ein entsprechendes Federelement der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 und umgekehrt angeordnet ist. Anders ausgedrückt sind die beiden Mehrzahlen von Federelementen 230, 250 bei dem hier gezeigten Drehschwingungsdämpfer 130 nicht zueinander versetzt angeordnet. Hierbei sind zumindest bei dem hier gezeigten Beispiel die Federelemente der beiden Mehrzahlen von Federelementen 230/250 auch gerade so angeordnet, dass die zuerst genannten Federelemente entlang einer gemeinsamen radialen Richtung angeordnet sind, die zweitgenannten Federelemente der beiden Mehrzahlen von Federelementen 230/250 entsprechend angeordnet sind usw.
Die Mehrzahlen von Federelementen 230, 250 bilden so einen äußeren und einen inneren Federsatz, wobei die Federelemente der entsprechenden Federsätze hier jeweils als Federpakete mit einer äußeren Feder und einer inneren Feder ausgestaltet sind. Bei anderen Beispielen können jedoch auch andere Anordnungen vorkommen, so kann beispielsweise anstelle eines Federpakets auch eine einzelne Feder ein Federelement bilden oder auch mehr als zwei Federn ein entsprechendes Federpaket oder Federelement. Hinsichtlich der Funktionsweise des Drehschwingungsdämpfers 130 und hier insbesondere hinsichtlich der Funktion des drehzahladaptiven Tilgers handelt es sich um einen Sarazin-Tilger. Ein Solcher kann im Rahmen eines Anfahrelements 100, insbesondere im Rahmen eines Drehmomentwandlers 170 nur schwer alleine als Torsionsschwin- gungsentkopplungssystem zum Einsatz kommen, da die Drehschwingungen, welche durch den Motor in das System gebracht werden, häufig zu stark für einen Tilger sind. Wird hingegen ein Tilger derart ausgestaltet, dass dieser ein genügend hohes Entkopplungsvermögen hätte, wäre dieser wahrscheinlich weder ökonomisch noch ökologisch sinnvoll einsetzbar, so dass stets eine Vorentkopplung in Form eines Vorentkopplungssystems, beispielsweise unter Einsatz von Federsätzen ratsam ist. Beispielsweise bei größeren Motormomenten von beispielsweise 500 Nm und mehr kann so auch ein großes Wechselmoment von beispielsweise 1 100 Nm und mehr in der Ordnung der halben Zylinderzahl auftreten. Bei den in heutigen Personenkraftwagen beispielsweise vorgegebenen Bauräumen ist es bei solch hohen Wechselmomenten kaum möglich, mit lediglich einem einzigen Federsatz, also einer einzigen Mehrzahl von Federelementen und einem Tilger die so auftretende Drehunförmigkeiten genügend zu entkoppeln. Daher ist gerade bei Drehschwingungsdämpfern 130 für stärkere Verbrennungsmotoren der Einsatz von zwei Mehrzahlen von Federelementen (Federsätzen) zusätzlich zu einem Tilger ratsam.
Der Tilger bringt, bedingt durch seine grundlegende physikalische Ausgestaltung, ein steigendes Drehmoment bei steigenden Drehzahlen auf. Dies kann beispielsweise einen weiteren Grund für die Verwendung eines Vorentkopplungssystems bieten, da dies letztendlich im Rückschluss ebenso bedeutet, dass der Tilger für kleinere Drehzahlen, bei denen systembedingt eine größere Wahrscheinlichkeit des Auftretens von Drehunförmigkeiten besteht, weniger Tilgermomente aufbringt. In diesem Drehzahlbereich kann es dann ratsam sein, das Vorentkopplungssystem, also die Mehrzahlen von Federelementen bzw. den entsprechenden Torsionsdämpfer derart auszugestalten, dass diese den größeren Anteil der Drehunförmigkeitsentkopplung erbringt.
Eine gute Entkopplung kann beispielsweise dann erbracht werden, wenn das System im überkritischen Bereich möglichst weit entfernt von der Eigenfrequenz betrieben wird. Dies bedeutet, dass entweder die Maße hoch sein sollte, was aus ökologisch und öko- nomischen Gründen allerdings eher kritisch zu bewerten ist, oder dass die Steifigkeit möglichst klein sein sollte. Eine weitere Einschränkung hinsichtlich der Designparameter besteht darin, dass nur ein beschränkter Verschwenk- bzw. Schwingwinkel φ zur Verfügung steht, da typischerweise nur 360 zur Drehmomenteinleitung über ein entsprechendes Bauteil (z.B. Blech), die Drehmomentweiterleitung über die Federelemente und die Drehmomentausleitung über ein entsprechendes anderes Bauteil (z.B. Blech) zur Verdrehung zur Verfügung stehen. Dies bedeutet, dass bei einer geringeren Federrate des Federsatzes, also beispielsweise bei Werten von etwa C = 12 Nm/° der Drehschwingungsdämpfer 130 bei einem vorbestimmten Anteil des Nennmoments (M = φ■ C) seiner mechanischen Endanschlag erreicht. Dies wird auch als Teillastauslegung bezeichnet.
Eine Alternative hierzu ist es, eine zwei- oder mehrstufige Kennlinie des Federsatzes zu verwenden, welche progressiv ist. Die Verwendung von zwei zwei- oder mehrstufigen Federsätzen inklusive des Anbaus des Tilgers zwischen diesen Federsätzen stellt eine Ausgestaltung eines Drehschwingungsdämpfers 130 dar.
Die Realisierung einer solchen Zweistufigkeit kann, wie im vorliegenden Fall beschrieben, durch kurze Innenfedern 490 erfolgen. Dadurch kann in einem unteren Drehmomentbereich und damit aufgrund der Motorkennlinie auch im unteren Drehzahlbereich, entstehende Drehunförmigkeiten vergleichsweise gut entkoppelt werden. Trotzdem kann das volle Motordrehmoment über die Federelemente übertragen werden, ohne dass der harte mechanische Anschlag erreicht wird, was jedes Mal zu einer Stoßbelastung und damit zu einer Stoßanregung des Gesamtsystems führen kann.
In einer zweistufigen Federkennlinie gibt es im Wesentlichen vier Parameter. Hierzu zählen das Anschlagmoment, der Anschlagwinkel, das Knickmoment sowie der Knickwinkel. Das Anschlagmoment kann hierbei nicht frei gewählt werden, da im Falle einer sicheren Ausgestaltung und Auslegung eines solchen Drehschwingungsdämpfers das volle Motormoment mit vorgegebener Sicherheit übertragen werden sollte. Der Anschlagwinkel ist häufig konstruktiv bedingt, so dass als Freiparameter lediglich das Knickmoment und der Knickwinkel verbleiben. Das erste Stück oder der erste Teilabschnitt einer solchen Kennlinie kann daher weicher als die entsprechende Federrate ohne Zweistufigkeit ausgestaltet sein. Im zweiten Stück bzw. im zweiten Teilbereich der betreffenden Kennlinie kann es sich dann genau umgekehrt verhalten. Das Knickmoment der Zweistufigkeit kann hierbei derart ausgelegt werden, dass der Tilger ab der zu diesem Moment zugeordneten Drehzahl der Volllastkennlinie des Motors, so beispielsweise bei Drehzahlen im Bereich zwischen 1 100 und 1500 Umdrehungen, beispielsweise im Bereich zwischen 1 100 und 1400 Umdrehungen pro Minute ein genügend hohes Tilgermoment zurückspeisen kann, so dass die Restdrehungleichförmigkeit hinreichend klein wird.
Das Knickmoment berechnet hierbei aus der Summe des Produkts aus den Steifigkeits- raten (C-Raten) der ersten Stufe und dem Schwingwinkel der Primärmasse bzw. des Eingangs 140 des Drehschwingungsdämpfers 130 bei einer bestimmten Drehzahl n1 und dem Moment bei der Drehzahl n1 aus der Motorkurve.
Der verbleibende Punkt ist dann der Knickwinkel. Diese bestimmt, wie steif oder weich die Federstufen sind. Grundsätzlich könnte so die Ansicht vertreten werden, dass die erste Stufe so weich wie möglich sein sollte, um eine optimale Entkopplung zu gewährleisten. Es hat sich aber gezeigt, dass die Steifigkeit der zweiten Stufe die Steifigkeit der ersten Stufe nicht über einen Faktor Ci .2 Ci .i in einem Bereich zwischen 1 .6 und 7 übersteigen sollte.
Das Knickmoment stellt so ein Moment typischerweise mitten in den typischen Fahrbereich dar, so dass dieses oft durchfahren wird. Ist der vorgenannte Faktor Ci .2 Ci .i zu hoch, kann es jedes Mal beim Durchfahren dieses Punkts eine stoßartige Anregung des Antriebsstrangs geben, wodurch sogar andere Schwingungsordnungen angeregt werden können. Zusätzlich bedeutet dies aufgrund der dann vorliegenden hohen Steifigkeit der zweiten Stufe, dass noch ein kleiner Restwinkel für diesen Federsatz vorhanden ist. Aufgrund des hohen Wechseldrehmoments des Motors, wie dies oben bereits beschreiben wurde, kann so der Drehschwingungsdämpfer dann gegebenenfalls in seinem mechanischen Endanschlag schwingen. Diese Effekte können ab einer gewissen Amplitude zu negativen Auswirkungen auf das Entkoppelverhalten und damit auf die Restdrehungleichförmigkeiten des Gesamtsystems haben. Dasselbe trifft ebenso auf den zweiten Federsatz, also die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 und damit die zweite Mehrzahl von Federelementen 250 zu. Zusätzlich sollte in diesem Zusammenhang darauf geachtet werden, und darauf basiert nicht zuletzt ein Drehschwingungsdämpfer 130, dass die Knickpunkte bzw. Übergangsstellen auf dasselbe Moment ausgelegt sind. Diese sollten beabstandet voneinander sein und beispielsweise eine Differenz von AMKnick = 20-100 Nm aufweisen. Andernfalls kann es dazu kommen, dass der Stufensprung des Gesamtsystems Drehschwingungsdämpfer wiederum zu groß wird. Die Differenz der Knickmomente sorgt so für einen sanfteren Übergang.
Auch im Hinblick auf die Anschlagmoment e der Federsätze, also der Stufen des Drehschwingungsdämpfers 130 und der entsprechenden Mehrzahlen von Federelementen 230, 250, kann es gegebenenfalls ratsam, diese nicht exakt auf die gleichen Momenten auszulegen. So kann es beispielsweise ratsam sein, die zweite Mehrzahl von Federelementen 250, also die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 niedriger als das Anschlagmoment der ersten Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 (die erste Mehrzahl von Federelementen 230) auszulegen. Ein Unterschied hinsichtlich der Drehmomente AMAnschiag kann beispielsweise im Bereich zwischen 10 und 20 Nm liegen.
Eine weitere Möglichkeit, einen sanfteren Übergang im Bereich der Knickpunkte zu erzeugen, ist es wenigstens eine Stufe des Drehschwingungsdämpfers drei- oder sogar noch mehrstufig auszulegen. So können beispielsweise beide Stufen des Drehschwingungsdämpfers dreistufig ausgelegt werden, wobei jedoch es gegebenenfalls interessant sein könnte, insbesondere die erste Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 entsprechend dreistufig auszulegen. Dies kann beispielsweise durch eine weitere, kürzere Innenfeder realisiert werden, die anstelle der beispielsweise in den Fig. 4A und 4B gezeigten langen Innenfedern 490 bzw. C zum Einsatz kommen kann. Jedoch sollten auch hier wiederum die obigen Maßnahmen eingehalten werden. So kann es gegebenenfalls ratsam sein, beispielsweise zwischen der zweiten und der dritten Stufe ebenfalls eine Differenz hinsichtlich des Drehmoments von AMKnick von 20 bis 100 Nm zu implementieren. Auch hierdurch kann es möglich sein, einen sanfteren Übergang in die nächste Stufe zu erzeugen. Auch hier kann es sonst dazu kommen, dass hier die Stufensprünge des Gesamtsystems zu groß werden.
In den nachfolgend gezeigten Fig. 5, 6 und 7 werden drei unterschiedliche Möglichkeiten zur Auslegung der verschiedenen Drehschwingungsdämpfer 130 beschrieben. Diese stellen drei Beispiele lediglich Grundvarianten dar, die ihrerseits bei anderen Drehschwingungsdämpfern 130 entsprechend angepasst werden können.
So zeigt Fig. 5 zwei Kennlinien 600-1 , 600-2, wobei die Kennlinie 600-1 dreistufig progressiv ausgestaltet ist, während die Kennlinie 600-2 zweistufig progressiv ist. Die Kennlinie 600-2 weist einen ersten Teilabschnitt 610-1 auf, an den sich an einer Übergangsstelle 620 ein zweiter Teilabschnitt 610-2 unmittelbar anschließt. Innerhalb der beiden Teilabschnitte 610 weist die Kennlinie 600-2 hierbei jeweils eine konstante Steigung auf, die sich an der Übergangsstelle 620 sprunghaft ändert. Eine Ableitung der Kennlinie 600-2 ist so im ersten Teilabschnitt 610-1 und im zweiten Teilabschnitt 610-2 jeweils konstant, wenn auch die Ableitung unterschiedliche Werte annimmt. An der Übergangsstelle 620 weist die Ableitung jedoch eine Unstetigkeit im mathematischen Sinne auf, bei der sich die Steigung sprunghaft ändert.
Gleiches gilt im Prinzip ebenso für die Kennlinie 600-1 . Auch diese weist mehrere Teilabschnitte 610'-1 , 610'-2 und 610'-3 auf, die sich unmittelbar aneinander anschließen, wobei die betreffenden Teilabschnitte 610' jeweils bis zu Übergangsstellen 620'-1 bzw. 620'-2 reichen. Hier weist somit die erste Kennlinie und die zweite Kennlinie 600-1 , 600- 2 insgesamt drei Übergangsstellen 620 auf, wobei die Übergangsstelle 620 der Kennlinie 600-2, also der entsprechende Knickpunkt dieser Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 zwischen den Übergangsstellen 620' der anderen Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 liegen. Auch hier sind die Übergangsstellen 620 entlang der Drehmomentachse voneinander beabstandet, wobei die Abstände beispielsweise wenigstens 20 Nm und die Abstände zweier benachbarter Übergangsstellen unabhängig davon, zu welcher der Kennlinien 600 sie gehören, beispielsweise einen maximalen Abstand von 100 Nm aufweisen können. Beide Randbedingungen stellen jedoch nur Beispiele dar, die völlig unabhängig voneinander implementiert werden können. Darüber hinaus illustriert Fig. 5, dass ein Maximaldrehmoment 630 der beiden Stufen des Drehschwingungsdämpfers 130 voneinander unterschiedlich sein kann. Dieses kann sich beispielsweise um Werte zwischen 10 Nm und 20 Nm unterscheiden.
Fig. 6 zeigt ein weiteres Diagramm mit zwei Kennlinien 600-1 , 600-2, welches sich von dem in Fig. 5 gezeigten Diagramm im Wesentlichen dadurch unterscheidet, dass nunmehr die Übergangsstelle 620 der Kennlinie 600-2 hinsichtlich des Drehmoments und des Verdrehwinkels bei kleineren Werten bzw. unterhalb der entsprechenden Übergangsstellen 620'-1 , 620'-2 der Kennlinie 600-1 liegt. So liegt der Knickpunkt der Kennlinie 600-2 unterhalb der beiden Knickpunkte 620'-1 , 620'-2 der Kennlinie 600-1 .
Fig. 7 zeigt ein weiteres Diagramm, welches den Diagrammen aus den Fig. 5 und 6 ähnelt und ebenfalls zwei Kennlinien 600-1 , 600-2 zeigt. Auch hier ist wiederum die Kennlinie 600-1 dreistufig ausgestaltet, während die Kennlinie 600-2 zweistufig ausgestaltet ist. Die in Fig. 7 dargestellte Situation unterscheidet sich im Wesentlichen von den zuvor dargestellten Situationen dadurch, dass nunmehr die Übergangsstelle 620 sowohl hinsichtlich des Drehmoments, wie auch hinsichtlich des Verdrehwinkels oberhalb der Übergangsstellen 620'-1 , 620'-2 der Kennlinie 600-1 liegt. Anders ausgedrückt liegt hier der Knickpunkt 620 der Kennlinie 600-2 oberhalb der beiden Knickpunkte 620'- 1 , 620'-2 der Kennlinie 600-1 .
Eine weitere Möglichkeit die entsprechende progressive Ausgestaltung der Kennlinien 600, also beispielsweise ihre Zweistufigkeit zu erzeugen, besteht darin, progressiv gewickelte Federn zu verwenden. Diese können beispielsweise hinsichtlich eines Durchmessers des für die Federn verwendeten Drahts entlang der Länge der betreffenden Feder unterschiedlich sein, es können jedoch auch Federn mit variierendem Wicklungsabstand zum Einsatz kommen. Auch hier können sich so beispielsweise wiederum zwei Möglichkeiten für eine kontinuierliche Progressivität und segmentweise Progressi- vität ergeben. Im Falle einer kontinuierlichen Progressivität kann so die Steifigkeit beispielsweise kontinuierlich steigen. Dies kann bewirken, dass kein Stufensprung vorhanden ist und somit das Gesamtsystem nicht„gegen eine Stufe schwingt". Bei einer segmentweise ausgelegten Progressivität können einzelne Abschnitte der betreffenden Federn oder Federelemente progressiv ausgelegt sein. Hierbei kann sich ein ähnlicher Verlauf wie bei einer zweistufigen oder mehrstufigen Kennlinie mit kurzer Innenfeder ergeben. Jedoch kann es passieren, dass die betreffenden Kennlinien im Bereich der Übergangsstellen verrundet sind. Dies kann daran liegen, dass das zweite Segment der Feder mitbelastet wird und sich somit eine Reihenschaltung der zwei Segmente der Federn ergibt.
Je nachdem für welchen Getriebe- bzw. Verbrennungsmotortyp ein Drehschwingungsdämpfer 130 vorgesehen ist, können so beispielsweise der Grenzquotient der Steifigkeiten der betreffenden Federsätze bisher beschriebenen Werten abweichen. Je nach konkreter Ausgestaltung kann hier die Auslegung beispielsweise mithilfe von Simulationen oder Versuchen ermittelt werden.
Die Kennlinien, wie sie beispielsweise in den Fig. 5, 6 und 7 gezeigt sind, können beispielsweise mithilfe einfacher Drehmomentmessungen nach einem Freilegen des betreffenden Drehschwingungsdämpfers und Einkoppeln des Drehmoments in die betreffenden Bauteile ermittelt werden. Kennlinien sind so vielleicht zwar nicht optisch unmittelbar erkennbar, können jedoch mithilfe einfacher Methoden zur Bestimmung einer Torsionsdämpferkennlinie sowie gegebenenfalls der Messung der Drehunförmigkeiten im Fahrzeug bzw. einem entsprechenden Prüfstand ermittelt werden. Auch können die strukturellen Merkmale, also beispielsweise die zweistufige Auslegung des Drehschwingungsdämpfers und die Implementierung der wenigstens einen Tilgermasse 260 problemfrei optisch ermittelt werden. Die Fig. 8A und 8B zeigen wiederum eine Teilaufrissdarstellung eines weiteren Drehschwingungsdämpfers 130 sowie eine entsprechende schematische Darstellung der ersten und zweiten Mehrzahl 230, 250 der Federelemente. Auch hier ist so in den Fig. 8A und 8B ein mehrstufiger Drehschwingungsdämpfer mit jeweils einer zweistufigen ersten Mehrzahl und zweiten Mehrzahl von Federelementen 230, 250 gezeigt.
So zeigt Fig. 8A wiederum ein Entkopplungssystem, bei dem der Drehschwingungsdämpfer mit einer zweistufigen ersten Mehrzahl von Federelementen 230 und einer zweistufigen zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 dargestellt ist. Bei dieser Auslegung liegen die Übergangsstellen 620 bzw. Knickpunkte der jeweiligen Stufe des Drehschwingungsdämpfers wiederum bewusst nicht aufeinander, wie dies bereits im Zusammenhang mit den Fig. 5 bis 7 erläutert wurde. Auch kann auch hier wiederum entsprechende Drehschwingungsdämpfer implementiert werden, bei dem wenigstens eine der beiden Stufen des Drehschwingungsdämpfers 130 mehrstufig als nur zweistufig ausgeführt ist.
Auch hier sind so wiederum im Rahmen der ersten Mehrzahl von Federelementen identisch lange äußere Federn 480 (A in Fig. 8B) implementiert. Allerdings sind wiederum unterschiedlich lange innere Federn 490 implementiert. So sind beispielsweise in Fig. 8A oben lange innere Federn 490 (B in Fig. 8B) verwendet, während beispielsweise oben rechts kurze innere Federn 490' eingesetzt sind. Entsprechend sind auch hier wiederum die Federschuhe 580, 580' implementiert, wie dies bereits im Zusammenhang mit Fig. 4A erläutert wurde. Insbesondere weisen auch hier die Federschuhe 580, 580A zu den jeweiligen inneren und äußeren Federn 480, 490 jeweils ein radiales Spiel auf.
Im Hinblick auf die zweite Mehrzahl von Federelementen, also den inneren Federsatz, weisen auch hier wiederum die entsprechenden Federelemente identisch lange äußere Federn 480' auf (D in Fig. 8B). Ebenso werden wiederum lange innere Federn 490" (E in Fig. 8B) beispielsweise in Fig. 8A oben eingesetzt, während in Fig. 8A rechts unten kurze innere Federn 490'" zum Einsatz kommen (F in Fig. 8B).
Somit weisen die Federelemente der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 die Konfiguration A/B - A/C - A/B - A/B - A/C auf. Die Federelemente der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 weist entsprechend die Konfiguration D/E - D/E - D/F - D/E - D/F. Auch hier sind wieder die Federelemente der beiden Mehrzahlen 230, 250 von Federelementen ohne Versatz, als fluchtend angeordnet, wobei die ersten, zweiten, dritten, vierten und fünften Federelemente wie oben angegeben jeweils auf eine radiale Linie ausgehend von der in Fig. 8A nicht eingezeichneten Achse 390 angeordnet sind.
Fig. 9 zeigt eine weitere Ausgestaltung eines Drehschwingungsdämpfers 130 in Form einer Teilaufrissdarstellung, wie sie beispielsweise bereits in den Fig. 4A und 8A gezeigt wurde. Die in Fig. 9 gezeigte Ausgestaltung unterscheidet sich von der in Fig. 8A gezeigten Ausgestaltung im Wesentlichen hinsichtlich der Verwendung von progressiven Federn im Rahmen der Federelemente der ersten Mehrzahl von Federelementen 230. So zeigt Fig. 9 einen Drehschwingungsdämpfer mit progressiven Federn im Rahmen der Federelemente der ersten Mehrzahl von Federelementen 230, die radial außenliegend angeordnet sind und die erste Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 bilden. Hierbei werden im Rahmen der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 für alle Federelemente jeweils identische innere Federn 490 und äußere Federn 480 verwendet, die beide hinsichtlich des Wicklungsabstands in den jeweiligen Federn 480, 490 unterschiedlich ausgestaltet sind. Hierdurch können sich einzelne Abschnitte der äußeren und inneren Federn 480, 490 der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 bei einer entsprechenden Verdrehung berühren und somit auf Block gehen. So kann eine entsprechende Überbrückung einzelner Abschnitte der betreffenden Federn 480, 490 erfolgen, so dass die zuvor beschriebene Progressivität der entsprechenden Kennlinie der Federelemente umgesetzt wird. Aufgrund der identischen Ausgestaltung der inneren und äußeren Federn 490, 480 der ersten Mehrzahl von Federelementen werden auch hier identische Federschuhe 580 eingesetzt, die wiederum entlang der radialen Richtung ein Spiel bezüglich beider Federn 480, 490 aufweisen.
Im Hinblick auf die Federelemente der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 unterscheidet sich die Konfiguration nicht von der im Zusammenhang mit Fig. 8A und 8B beschriebenen Konfiguration.
Die Fig. 9 zeigt so einen Drehschwingungsdämpfer 130, bei dem durch den Einsatz progressiver Federn ein kontinuierlicher progressiver Verlauf erzielt wird. Auch wenn hier bei diesem Beispiel nur die Federelemente des äußeren Federsatzes, also der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 entsprechend ausgestaltet sind, können auch die Federn der Federelemente der zweiten Mehrzahl von Federelementen 250 entsprechend implementiert sein.
So kann auch ein Drehschwingungsdämpfer beispielsweise mit progressiven inneren Federn bzw. ausschließlich progressiven inneren Federn 490 im Bereich des äußeren Federsatzes, also der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 implementiert werden. Bei einer weiteren, nicht in einer Figur dargestellten Ausgestaltung kann die Progressivität beispielsweise auch nur über eine Federart eines entsprechenden Federsatzes bzw. einer entsprechenden Mehrzahl von Federelementen 230, 250 hervorgerufen werden. So kann beispielsweise nur die jeweilige Außenfeder oder nur die Innenfeder kontinuierlich progressiv ausgestaltet werden. Hierbei kann es gegebenenfalls ratsam sein, eine Variante zu wählen, bei der die Innenfedern progressiv und die Außenfedern linear ausgestaltet sind. Dies kann es ermöglichen, dass die Außenfedern ein größeres Moment übertragen und so zur Hauptfeder der entsprechenden Stufe des Drehschwingungsdämpfers werden. Im Unterschied hierzu können die entsprechend progressive ausgestalteten Innenfedern lediglich zur Übertragung des progressiven Verlaufs herangezogen werden. Auch können jedoch die Außenfedern entsprechend progressiv ausgestaltet werden, während die Innenfeder linear sind. So kann es beispielsweise möglich sein, die Außenfedern so zu dimensionieren und auszugestalten, dass diese zwar eine progressive Kennlinie aufweisen, dennoch einen Großteil der Kräfte bzw. Momente übertragen.
Fig. 10 zeigt eine Teilquerschnittsdarstellung, wie sie bereits in den Fig. 4A, 8A und 9 gezeigt wurde, von einem weiteren Drehschwingungsdämpfer 130, bei dem die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers, also die zweite Mehrzahl von Federelementen 250 entsprechend der Version in Fig. 9 bzw. 8A und 8B ausgestaltet ist. Aber auch hier sind die Federelemente der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 wiederum identisch ausgeführt, wobei diese jedoch diesmal zwar jedes Mal identisch lang ausgestaltet sind, jedoch die äußeren Federn 480 lange Federn sind, während die inneren Federn 490 kürzere Federn sind. Entsprechend sind auch hier wiederum die Federschuhe 580 derart ausgestaltet, dass diese auf die kürzeren inneren Federn 490 ausgelegt sind, wobei auch hier wiederum ein radiales Spiel zwischen den Federschuhen 580 und den entsprechenden äußeren und inneren Federn 480, 490 vorliegt. Die in Fig. 10 dargestellte Ausgestaltung unterscheidet sich von den zuvor beschriebenen Drehschwingungsdämpfern jedoch darin, dass hier die Federn nur teilweise progressiv ausgestaltet sind. Jeweils eine oder mehrere Federn auf den ersten 1 bis 3° progressiv ausgelegt, um so einen Stufensprung zu verrunden. Diese progressiven Windungen legen sich bei steigendem Moment nach den vorgenannten 1 bis 3° auf die nächste Windung auf, gehen also auf Block. Die sind somit abgeschaltet und nur noch der restliche, lineare Teil der betreffenden Feder ist dann im Krafteingriff. Fig. 10 zeigt so einen Drehschwingungsdämpfer mit kurzen Innenfedern 490, die teilweise progressiv ausgelegt sind. Auch können jedoch andere Implementierungen vorgesehen werden, bei denen beispielsweise die Mehrstufigkeit der ersten Mehrzahl von Federelementen 230 durch progressiv gewickelte Federn realisiert wird. Dadurch kann gegebenenfalls nicht mehr von Knickmomenten, sondern vielmehr von Übergangsstellen gesprochen werden, wie dies bereits zuvor erläutert wurde. Durch die entsprechenden Windungsabstände können sich so bei steigendem Moment die eng gewickelten Federwindungen eher aneinander anlegen, so dass ihre Wirkung Windung für Windung abgeschaltet wird und somit eine nahezu stetige Progressivität erreichbar sein kann. Die Übergangsstellen verändern sich so zu einem breiten Übergangsbereich bzw. Knickmomentbereich. So können anstelle von Federpaketen im Rahmen der Federelemente des äußeren Federsatzes, also der ersten Mehrzahl von Federelementen oder der ersten Stufe des Drehschwingungsdämpfers beispielsweise progressiv gewickelte Federn 480 als Federelemente zum Einsatz kommen.
Fig. 1 1 zeigt eine schematisch stark vereinfachte Darstellung eines weiteren Drehschwingungsdämpfers 130, bei der die zuvor beschriebene fünfe Teilung des Drehschwingungsdämpfers aufgegeben und gegen eine viere Teilung ersetzt wurde. In Fig. 1 1 ist im Gegensatz zu den bisherigen Darstellungen somit lediglich ein vereinfachtes Model ohne die Komponenten des drehzahladaptiven Tilgers, der Anwendung, Anschläge und andere Komponenten dargestellt. Dies bedeutet jedoch nicht, dass kein drehzahladaptiver Tilger bzw. keine Tilgermassen 260 implementiert sind. Neben der Implementierung einer vierfachen Parallelschaltung anstelle der bisher gezeigten fünffachen Parallelschaltung der betreffenden Federelemente, die wiederum vorgebogen sind, werden hier sowohl für die erste Mehrzahl von Federelementen 230 wie auch für die zweite Mehrzahl von Federelementen 250 als äußere Federn 480, 480' jeweils Federn mit einer maximalen Länge verwendet, während die inneren Federn 490, 490' für beide Mehrzahlen von Federelementen 230, 250 kurze Federn sind.
Auch hier kann entsprechend durch eine entsprechende Ausgestaltung der Federn 480, 490 wiederum eine progressive Ausgestaltung der Kennlinien der beiden Stufen des Drehschwingungsdämpfers 130 erzielt werden, wobei wiederum die Übergangsstellen voneinander beabstandet sind. Die Federn 480, 490 der Federelemente sind hier als gebogene Federn ausgestaltet, können bei anderen Implementierungen jedoch auch als gerade Federn umgesetzt werden. Ebenso können die Federenden ausgezogen werden, wie dies beispielsweise in Fig. 1 1 gezeigt ist.
Die Verwendung von vier oder fünf parallel geschalteten Federelementen je Mehrzahl von Federelementen 230, 250 kann hierbei gerade bei der Verwendung von mechanischen Federn einen Kompromiss hinsichtlich Reibung, möglichen Verdrehwinkel und andere Parameter begünstigen. Eine Parallelschaltung von weniger Federelementen kann so zwar grundsätzlich einen größeren Verdrehwinkel ermöglichen, kann jedoch zu einem Ansteigen der Reibung führen. Entsprechend kann eine Vergrößerung der Anzahl der parallel geschalteten Federelemente zu einer Verringerung des zur Verfügung stehenden Verdrehwinkelbereichs führen, allerdings den Verschleiß bzw. die Reibung günstig beeinflussen. Es kann daher durchaus möglich sein, Drehschwingungsdämpfer auch mit mehr oder weniger als den hier gezeigten 4 bzw. 5 parallel geschalteten Federelementen umzusetzen. Auch ist es bei weitem nicht zwingend, dass die erste Stufe und die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers 130 die gleiche Anzahl von parallel geschalteten Federelementen aufweist.
Auch wenn im vorliegenden Fall im Wesentlichen Drehmomentwandler mithilfe eines Tilgers und eines Torsionsdämpfers mit Zwei- oder Mehrstufigkeit in beiden Federsätzen beschrieben worden sind, können auch Drehschwingungsdämpfer im Rahmen anderer Anfahrelemente, beispielsweise nasslaufende oder trockenlaufende Kupplungen zum Einsatz kommen. Auch können entsprechende Drehschwingungsdämpfer an anderen Stellen, beispielsweise in einem Hybridmodul oder als Teil des Getriebes eines entsprechenden Antriebsstrangs verwendet werden.
Die in der vorstehenden Beschreibung, den nachfolgenden Ansprüchen und den beigefügten Figuren offenbarten Merkmale können sowohl einzeln wie auch in beliebiger Kombination für die Verwirklichung eines Ausführungsbeispiels in ihren verschiedenen Ausgestaltungen von Bedeutung sein und implementiert werden. Bezuqszeichen Anfahrelement
Eingang
Ausgang
Drehschwingungsdämpfer
Eingang
Ausgang
Kupplung
Drehmomentwandler
Pumpen/Turbinen-Anordnung
Pumpenrad
Turbinenrad
Leitrad
AbStützung
erste Mehrzahl von Federelementen
Zwischenmasse
zweite Mehrzahl von Federelementen Tilgermasse
Antriebsstrang
Verbrennungsmotor
Getriebe
Gehäuse
flexible Platte
Bohrung
erste Gehäuseschale
Verschweißung
zweite Gehäuseschale
Außenlamellen
Außenlamellenträger
Innenlamellen
Innenlamellenträger
Kolben 390 Achse
400 Dichtung
410 Federelement
420 weitere Dichtung
430 Zentralscheibe
440 Abdeckblech
450 Nabenscheibe
460 Vernietung
470 Abtriebsnabe
480 äußere Feder
490 innere Feder
500 Pumpenschaufel
510 Turbinenschaufel
520 Tilgermassenträgerstruktur
530 Bahnblech
540 Vernietung
550 Einzeltilgermasse
560 Vernietung
570 Ansteuerabschnitt
580 Federschuh
600 Kennlinie
610 Teilabschnitt
620 Übergangsstelle
630 Maximaldrehmoment

Claims

Patentansprüche
1 . Drehschwingungsdämpfer (130), beispielsweise für einen Antriebsstrang (270) eines Kraftfahrzeugs, zum Dämpfen eines Schwingungsanteils einer Drehbewegung, mit folgenden Merkmalen:
einem Eingang (140), einem Ausgang (150) und einer zwischen dem Eingang (140) und dem Ausgang (150) angeordneten Zwischenmasse (240);
einer ersten Mehrzahl von Federelementen (230), die zwischen den Eingang (140) und die Zwischenmasse (240) gekoppelt ist und eine erste Stufe des Drehschwingungsdämpfers (130) bildet;
einer zweiten Mehrzahl von Federelementen (250), die zwischen die Zwischenmasse (240) und den Ausgang (150) gekoppelt ist und eine zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers (130) bildet; und
wenigstens einer Tilgermasse (260), die ausgebildet ist, um in Abhängigkeit der Drehbewegung eine Schwingung auszuführen, um den Schwingungsanteil der Drehbewegung zu dämpfen,
wobei die erste Stufe des Drehschwingungsdämpfers (130) eine progressive erste Kennlinie (600) mit wenigstens einer Übergangsstelle (620) aufweist;
wobei die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers (130) eine progressive zweite Kennlinie (600) mit wenigstens einer Übergangsstelle (620) aufweist; und
wobei alle Übergangsstellen (620) der ersten Kennlinie der ersten Stufe des Drehschwingungsdämpfers und der zweiten Kennlinie der zweiten Stufe des Drehschwingungsdämpfers bezogen auf das Drehmoment voneinander beabstandet sind.
2. Drehschwingungsdämpfer (130) nach Anspruch 1 , bei dem die Übergangsstellen (620) der ersten Kennlinie und der zweiten Kennlinie bezogen auf das Drehmoment einen Abstand von wenigstens 20 Nm aufweisen.
3. Drehschwingungsdämpfer (130) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem bezogen auf das Drehmoment benachbarte Übergangsstellen (620) der ersten Kennlinie und der zweiten Kennlinie bezogen auf das Drehmoment einen Abstand von höchstens 100 Nm aufweisen.
4. Drehschwingungsdämpfer (130) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem erste und/oder die zweite Kennlinie (600) wenigstens einen mehrstufig progressiven Abschnitt aufweist, der die wenigstens eine Übergangsstelle (620) umfasst.
5. Drehschwingungsdämpfer (130) nach Anspruch 4, bei dem die erste und/oder die zweite Kennlinie (600) wenigstens Abschnitt mit einer wenigstens dreistufig progressiven Kennlinie aufweist.
6. Drehschwingungsdämpfer (130) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem die erste (230) und/oder die zweite Mehrzahl von Federelementen (250) wenigstens ein Federelement mit einer wenigstens abschnittweise mehrstufig progressiven Kennlinie umfasst.
7. Drehschwingungsdämpfer (130) nach Anspruch 6, bei dem das wenigstens eine Federelement eine äußere Feder (480) und eine innere Feder (490) aufweist, wobei die innere Feder (490) einen kleineren Außendurchmesser als einen Innendurchmesser der äußeren Feder (480) aufweist und wenigstens teilweise entlang einer Umfangsrichtung innerhalb der äußeren Feder (480) angeordnet ist.
8. Drehschwingungsdämpfer (130) nach Anspruch 7, bei dem die äußere (480) oder die innere Feder (490) ausgebildet ist, um erst nach Überschreiten eines Stufenverdreh- winkels einen Drehmomentanteil zu der Kennlinie der betreffenden Stufe beizutragen.
9. Drehschwingungsdämpfer (130) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem erste und/oder die zweite Kennlinie (600) wenigstens einen kontinuierlich progressiven Abschnitt aufweist, der die wenigstens eine Übergangsstelle (620) umfasst.
10. Drehschwingungsdämpfer (130) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem die erste (230) und/oder die zweite Mehrzahl von Federelementen (250) wenigstens ein Federelement mit einer wenigstens abschnittweise kontinuierlich progressiven Kennlinie umfasst.
1 1 . Drehschwingungsdämpfer (130) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem die erste Stufe des Drehschwingungsdämpfers ausgebildet ist, um ein erstes Maximaldrehmoment (630) abzugeben, und bei dem die zweite Stufe des Drehschwingungsdämpfers ausgebildet ist, um ein zweites Maximaldrehmoment (630) abzugeben, wobei sich das erste Maximaldrehmoment von dem zweiten Maximaldrehmoment unterscheidet.
12. Drehschwingungsdämpfer (130) nach Anspruch 1 1 , bei dem sich das erste und das zweite Maximaldrehmoment (630) um einen Wert zwischen 10 Nm und 20 Nm unterscheiden.
13. Drehschwingungsdämpfer (130) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, der ferner eine Tilgermassenträgerstruktur (520) umfasst, die ausgebildet ist, um die wenigstens eine Tilgermasse (260) beweglich zu führen, sodass die wenigstens eine Tilgermasse (260) die Schwingung ausführen kann, wobei die Tilgermassenträgerstruktur (520) entweder mit dem Ausgang (150) des Drehschwingungsdämpfers (130) drehfest verbunden oder ein Teil der Zwischenmasse (240) des Drehschwingungsdämpfers (130) ist.
14. Anfahrelement (100), beispielsweise für einen Antriebsstrang (270) eines Kraftfahrzeugs, mit folgenden Merkmalen:
einem Eingang (1 10) und einem Ausgang (120); und
einem Drehschwingungsdämpfer (130) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, der mit seinem Eingang (140) und seinem Ausgang (150) zwischen den Eingang (1 10) und den Ausgang (120) des Anfahrelements (100) gekoppelt ist.
15. Anfahrelement (100) nach Anspruch 14, das ein Drehmomentwandler (170) ist, wobei das Anfahrelement (100) ein Turbinenrad (200) umfasst, das entweder mit dem Ausgang (150) der Drehschwingungsdämpfers (130) drehfest verbunden oder ein Teil der Zwischenmasse (240) des Drehschwingungsdämpfers (130) ist.
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