WO2017207181A1 - Rotational-vibration damping assembly - Google Patents

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WO2017207181A1
WO2017207181A1 PCT/EP2017/060002 EP2017060002W WO2017207181A1 WO 2017207181 A1 WO2017207181 A1 WO 2017207181A1 EP 2017060002 W EP2017060002 W EP 2017060002W WO 2017207181 A1 WO2017207181 A1 WO 2017207181A1
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control disk
vibration damping
mass
torsional vibration
damping arrangement
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PCT/EP2017/060002
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German (de)
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Inventor
Kyrill Siemens
Original Assignee
Zf Friedrichshafen Ag
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    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/14—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers
    • F16F15/1407—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers the rotation being limited with respect to the driving means
    • F16F15/1414—Masses driven by elastic elements
    • F16F15/1421—Metallic springs, e.g. coil or spiral springs
    • F16F15/1428—Metallic springs, e.g. coil or spiral springs with a single mass
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16F15/1407—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers the rotation being limited with respect to the driving means
    • F16F15/1464—Masses connected to driveline by a kinematic mechanism or gear system
    • F16F15/1471—Masses connected to driveline by a kinematic mechanism or gear system with a kinematic mechanism, i.e. linkages, levers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F2238/00—Type of springs or dampers
    • F16F2238/02—Springs
    • F16F2238/022—Springs leaf-like, e.g. of thin, planar-like metal
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H2045/0221—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means

Definitions

  • the present invention relates to a torsional vibration damping arrangement for torsional vibrations which are superimposed on a rotational movement about an axis of rotation.
  • the invention thus relates to a vibration damper or a vibration damper with a damping mass, which is itself excited by the vibrations to be suppressed by it to vibrations, but which run in opposite phase to the vibrations to be suppressed and cause corresponding antiphase counter-forces to the vibrations to be suppressed. More particularly, the present invention relates to the suppression of torsional vibrations superimposed on a rotational movement about an axis of rotation. Therefore, the subject of the present invention is referred to as torsional vibration damper.
  • torsional vibration dampers In order to dampen vibrations, in particular torsional vibrations caused, for example, by rotating components (such as a crankshaft) in a motor vehicle, numerous concepts are known. In addition to balance shafts so-called torsional vibration dampers can be used additionally or alternatively. Such torsional vibration dampers generally include damping or deflection masses, by the inertia of which undesirable torsional vibrations can be damped.
  • a well-known torque-transmitting torsional vibration damping concept for example, to decouple the flywheel mass system of the engine from the transmission and drive train is z.
  • a torsional vibration damper is known in which a damping mass can be supported on a leaf spring Reliefabstütz Schemee or force application points.
  • the support elements are biased by this associated and on the Auslenkungsmasse supporting biasing springs radially inward into a base position. If the centrifugal force load is low or nonexistent, the centrifugal weights or supporting elements are held under the prestressing action in the base layer.
  • the stiffness and thus also the natural frequency of the deflection mass pendulum units can be varied as a function of rotational speed, in a sense that the stiffness and thus also the natural frequency of the torsional vibration damping arrangement increases with increasing rotational speed. This is intended to attempt to achieve a speed adaptation of the deflection mass pendulum units to a vibration excitation order.
  • known torsional vibration damping arrangements have an adjustment system which, as a function of the rotational speed, detunes the natural frequency of the torsional vibration damping arrangement or of the absorber so as to purposely eliminate an oscillation excitation order over a wide rotational speed range.
  • the adjustment system consists preferably of a plurality of centrifugal weights or support elements, which are distributed symmetrically on the circumference of the carrier to minimize imbalance, and acts on the centrifugal force under speed.
  • the adjusting system comprises at least one restoring element or an adjusting spring, which exerts a restoring force radially inward on the flyweight.
  • the centrifugal force of the flyweights and the restoring forces of the springs are coordinated so that a desired position of the flyweight depending on the applied speed is adjusted (order tracking).
  • the position of a centrifugal weight determines the force application point or pendulum point on a return element (eg bending spring or Tilgerfeder) and thus directly affects the stiffness and thus the natural frequency of the absorber.
  • a return element eg bending spring or Tilgerfeder
  • the stiffness characteristic of the absorber can be influenced.
  • the restoring elements for example in the form of leaf springs, are arranged within biasing springs or sensor springs (which exert radial restoring forces). In such an arrangement of the restoring elements, however, their oscillation angle for torsional vibration damping is limited by the internal dimensions of the sensor springs.
  • a vibration damping arrangement for a drive train of a vehicle comprising a drive disk rotatable about an axis of rotation and a deflection mass that is rotationally fixed to the drive disk and radially outwardly spaced from the drive disk, wherein the drive disk has at least one elastic return element is connected to the Auslenkungsmasse, wherein a connecting portion of the return element with the drive disk and a connecting portion of the return element with the Auslenkungsmasse are designed to be radially displaced, with an additional absorber mass is relatively rotatable to the drive disk and relatively rotationally by means of a storage area arranged to the return element, wherein the bearing region of the absorber mass on the restoring element in the radial direction between the connecting region of the restoring element with the drive disk and the connecting region of the rear Adjusting element is located with the deflection mass and wherein the deflection mass moves radially inwardly at a relative rotation to the absorber mass.
  • the vibration damping arrangement is arranged primarily between an output element of a drive unit, such as an internal combustion engine, and an input element of a gear unit, wherein the drive pulley rotatably connected either to the output element of the drive unit or non-rotatably connected to the input element of the gear unit and thus in a torque transmission path between the Drive unit and the gear unit is located.
  • the absorber mass can rotate relative to the An Georgusion, but it does not transmit torque from the drive unit to the gear unit, but swing, depending on a vibration excitation, coupled by the elastic return elements relative to the drive disc about the axis of rotation (A).
  • the absorber mass there is a radial bearing of the absorber mass on the components which are rotatably connected either to the output element of the drive unit or to the input element of the gear unit, primarily on the drive disk itself or on a rotatably connected thereto component, such as a hub.
  • An axial bearing of the absorber mass takes place primarily also with respect to the components, which can also be used for a radial bearing.
  • the return element which consist primarily of a spring steel, firmly connected. This can be done by any suitable and known form, such as by gluing, riveting, welding, screwing, jamming, plugging or even soldering. In this case, the fixed connection of the deflection mass with the return element similar to just described done.
  • the restoring element Since the restoring element is connected radially displaceably with both the drive disk and with the deflection mass, the radial position change of the deflection mass takes place radially inward relative to the rotation axis A during the relative rotation of the absorber mass to the drive disk.
  • the deflection mass is at the drive disk or at a component which is arranged rotationally fixed to the drive disc, radially displaceable, but rotationally fixed to the drive disc or on a component which is arranged rotationally fixed to the drive disc.
  • the restoring element extends in a rest position, wherein the rest position contains almost no torsional vibrations, on a plane passing through the axis of rotation (A) or the restoring element has only a slight curvature in the rest position.
  • the rest position means that there are almost no torsional vibrations.
  • the restoring element which is designed predominantly as a leaf spring, extends straight from its connection region with the drive disk radially outwards and thus lies on a plane which passes through the axis of rotation A or has only a slight curvature.
  • the curvature of the restoring element in this case refers to the radial extent of the return element from the connection region of the restoring element with the drive disc to the connection region of the restoring element with the deflection mass.
  • the entire torsional vibration damping arrangement can rotate about the axis of rotation A with an applied rotational speed of 0 rpm or with a constant rotational speed of x rpm.
  • a further advantageous embodiment provides that the deflection mass on the drive disk or on a component which is rotationally connected to the drive disk, is mounted by means of a radial bearing in the radial direction.
  • the radial bearing can be carried out in various ways.
  • An advantageous embodiment provides that the radial bearing by means of a radial sliding bearing is performed.
  • the two side surfaces of the deflection mass which point in the circumferential direction are in particular designed as sliding surfaces which can slide on corresponding sliding surfaces of the drive disk or of a component which is non-rotatably connected to the drive disk.
  • the radial bearing can be formed by means of a radial Gleitkulisse.
  • a radially formed guideway in which a guide pin, which is then attached to the Auslenkungsmasse, engages and thus stores the Auslenkungsmasse radially slidably and rotatably together with each other on the An horrinide or on a drive with the drive disc connected component.
  • the guideway may be formed as a straight-line radially oriented raceway or as a curvature or a combination of both embodiments.
  • the deflection mass has a radial travel limit radially outward and / or a radial travel limit radially inward.
  • the radial travel limit to make a component that is rotationally fixed to the deflection mass. This is advantageously done by the component on which the radial bearing of the Auslenkungsmasse, which takes place, for example, here by the drive disk or by a non-rotatably connected to the drive member component.
  • the radial path limitation radially outward can serve as a kind of centrifugal force, which acts especially at high centrifugal forces, ie at high speeds.
  • the radial path limitation radially inward can be used to restrict a relative angle of rotation of the absorber mass to the drive disk.
  • the return element which is mainly formed by a leaf spring, on a plane which passes through the axis of rotation A. If a relative Ver-rotation of the absorber mass to the drive disk before, the leaf spring is elastically deformed. Since the leaf spring is fixed radially against displacement on the drive disk and radially against displacement on the deflection mass, the elastic deformation causes the deflection mass to be drawn radially inward. As a result of the limitation of the travel radially inward, the angle of rotation of the absorber mass toward the drive disk can be limited.
  • the radial travel limit according to On the outside, the restoring element protects against an ever-increasing centrifugal force, which acts on the restoring element due to the centrifugal force-loaded deflection mass.
  • a biasing spring biases the deflection mass radially outward. Due to the radial bias of the deflection mass can be effected that a relative rotation of the absorber mass is reduced to the An Kunststoffin even at lower speeds and thus at low centrifugal forces, but at high vibration excitation.
  • the radial bias therefore has a stiffening effect on the restoring element, which in turn results in a lower elastic deformation of the restoring element and thus has a direct effect on the angle of rotation of the absorber mass to the drive disk.
  • the radial biasing of the deflection mass thus provides an additional adjustment parameter to tune the torsional vibration damping arrangement.
  • the biasing spring is supported on the one hand on the Auslenkungsmasse and on the other hand on a component which is arranged relatively rotationally fixed to the Auslenkungsmasse.
  • a component which is arranged relatively rotationally fixed to the Auslenkungsmasse This may be, for example, the drive disk or a component which is connected in a rotationally fixed manner to the drive disk.
  • the biasing spring may be designed, for example, as a cost-effective to manufacture coil spring.
  • any elastic element that is suitable for radially biasing the deflection mass can be used.
  • control disc on the one hand in a rotationally fixed manner with an output element of a drive unit and on the other hand is non-rotatably operatively connected to the input element of a gear unit.
  • the drive disc forms a base support of the torsional vibration damping arrangement, on which the other components of the torsional vibration damping arrangement such as the absorber mass, the deflection mass, one or the cover plates are connected or mounted.
  • control disk may be non-rotatable with an output element of a torque converter, in particular a turbine wheel, and dere politicians rotatably operatively connected to the input element of a gear unit.
  • output element of the torque converter may be, for example, a turbine wheel.
  • a further advantageous embodiment can provide that the absorber mass is mounted radially and / or axially on the drive disk or on a component which is non-rotatably connected to the drive disk.
  • the storage can be advantageously carried out as a sliding bearing.
  • the absorber mass is disc-shaped.
  • the absorber mass consist primarily of a support plate and a cover plate axially spaced therefrom, wherein the support plate and the cover plate are rotatably connected to each other.
  • an additional embodiment provide that an additional mass between the Subich and the cover plate is rotatably received to increase an inertia element of the absorber mass.
  • Fig. 2 is a cross-section of Figure 1;
  • FIG. 3 shows a section of a torsional vibration damping arrangement as already described under FIG. 1, but with a biasing spring for the deflection mass;
  • FIG. 4 shows a torsional vibration damping arrangement as described under FIG. 1, but with spacers in the bearing area between the restoring element and the absorber mass;
  • FIG. 5 shows a cross section of Figure 4.
  • like reference numerals designate functionally identical or similar components or parts.
  • FIG. 1 in conjunction with FIG. 2, shows a torsional vibration damping arrangement 1 with a deflection mass 15 which is fastened to an elastic return element 42.
  • the torsional vibration damping arrangement 1 consists essentially of a drive disk 12 which is arranged radially inward.
  • the drive pulley 12 can be seen in Figure 2, on the one hand with an output element 5 of a drive unit 4, such as an internal combustion engine, rotatably connected. Further, the drive pulley can also rotatably connected to an input member 13 of a gear unit 14 rotatably connected.
  • the drive pulley 12 is therefore rotatably connected in a torque transmission path extending from the drive unit 4 to the transmission unit 14.
  • the drive pulley 12 is rotatable about a rotation axis A. It is also possible to incorporate this torsional vibration damping arrangement 1 in a drive train of an automatic transmission with a torque converter.
  • the output element 5 would still contain a lock-up clutch, not shown here.
  • the torque would run from the drive unit 4 to the torque converter, shown here only with a turbine 10.
  • the turbine 10 is rotatably connected to the drive pulley 12.
  • the return element 42 which is embodied here as a leaf spring, is fixed radially displaceably to the drive disk 12 by means of a connection region 47.
  • a pre-damper in the form of a torsional damper is installed in the torque transmission path.
  • the return element 42 extends in a rest position radially straight on a plane passing through the axis of rotation A, or the restoring element here has only a small curvature.
  • the rest position means a state of the torsional vibration damping arrangement 1, in which in the torsional vibration damping arrangement 1 no or very little torsional vibration is introduced and the restoring element is not thereby additionally curved.
  • a present rotational speed of the torsional vibration damping arrangement 1 and the Rotary axis A is irrelevant.
  • the rest position can be present both at a speed 0 and at a speed X.
  • the restoring element 42 with the deflection mass 15 is fixed radially displaceable by means of a connecting region 48.
  • the connecting regions 47 and 48 of the restoring element can be designed differently with the drive disk 12 and with the deflection mass 15.
  • the connecting portion 47 and 48 is carried out by means of a deadlock.
  • the connection area 47; However, 48 may also be carried out by means of a Versch robbing, gluing, welding, soldering, riveting or other suitable known connection design.
  • the compounds listed here are only to be understood as examples.
  • the deflection mass 15 is connected by means of a rotationally fixed connection in the form of a radial bearing 25 with the drive pulley 12.
  • the drive pulley 12 is continued in a radially outwardly extending region which radially overlaps with the deflection mass 15 to the outside.
  • the radial slide link 28 is embodied by means of a radially extending guide track 50 and by means of a guide pin 55.
  • the radial track 50 is attached to the drive pulley 12.
  • the guide pins 55 are attached to the deflection mass 15 here.
  • the guide pin 55 of the deflection mass 15 engages in the guide track 50 of the drive disk 12. Since the guide track 50 of the drive disk has a longer radial extent than the radial extent of the guide pin 55, a radial displacement of the deflection mass to the drive disk 12 is made possible. This means that the deflection mass 15 can shift in the radial direction to the drive pulley 12, whereby always a rotationally fixed connection takes place about the axis of rotation A between the deflection mass 15 and the drive pulley 12.
  • the radial slide gate can also be used as a radial stop 60 for the Auslenkungsmasse radially outward, as well as a radial stop 60 for the Auslenkungsmasse 15 radially inward.
  • a damping mass 20 is provided here radially and axially to the drive disk 12 overlapping.
  • the absorber mass 20 is rotatably mounted about the rotational axis A to the drive pulley 12 and to a hub 1 1, which is rotatably connected to the drive pulley 12, rotatably mounted.
  • the absorber se 20 is here, good to see in Figure 2, mainly from a support plate 18 and an axially spaced from the support plate cover plate 19, which are both rotatably connected to each other formed.
  • an additional mass 23 for increasing the mass moment of inertia can be installed between the carrier plate 18 and the cover plate 19.
  • the entire absorber mass 20 is relatively rotatable to the drive pulley 12, mounted here by means of an axial and radial slide bearing 26 and a plain bearing washer 35 on the hub 1 1 and the drive pulley 12.
  • the return element 42 extends. The distance between the two cutting edges 56 and 57 is selected so that the restoring element between the two cutting edges 56 and 57 is radially displaceable.
  • the deflection mass 15 acts in comparison to FIG a high speed only a low centrifugal force.
  • the large torsional vibration causes a large relative rotation of the absorber mass 20 to the drive pulley 12.
  • the centrifugal force would increase to the deflection mass 15 and thus cause a stiffening of the elastic return element 42.
  • the stiffening of the elastic restoring element 42 also reduces the relative rotatability of the absorber mass 20 to the actuation disk 12.
  • This stiffening effect greatly complies with the torsional vibration damping arrangement 1 in terms of its action characteristic, since it is predominantly used at low speeds. This means here speeds of about 1, 000 to 1, 500 revolutions per minute, large torsional vibrations are present to damp it and at high speeds, the torsional vibration excitation is getting lower. It is therefore desirable to obtain a stiffening and thus a reduction in the relative rotatability of the absorber mass 20 to the drive disk 12 at high rotational speeds. It should also be mentioned that the absorber mass 20 and the deflection mass 15 are not located in the torque transmission path between the drive unit 4 and the transmission unit 14.
  • Another advantage of this arrangement of the torsional vibration damping arrangement results from the fact that the absorber mass 20 is independent of the deflection mass 15. This means that if the deflection mass 15 or the absorber mass is changed, the effects are independent of one another, since the mass moment of inertia of the deflection mass 15 is not included in the mass moment of inertia of the absorber mass 20. This is particularly advantageous for optimal coordination of the entire system to the respective vibration excitations.
  • FIG. 3 shows a torsional vibration damping arrangement 1 as already described in FIGS. 1 and 2.
  • the deflection mass 15 is biased radially outwards by means of a biasing spring 30, which is embodied here as a helical spring.
  • the biasing spring 30 is supported on the one hand on the deflection mass 15 and on the other hand on the drive pulley 12 or on a component which is rotationally connected to the drive pulley 12 from.
  • the bias of the deflection mass 15 can be achieved that even at low centrifugal forces the return element 42 is vorversteift.
  • the axial guidance of the spring can take place in spring windows, which are located in the support plate 18 and in the cover plate 19.
  • FIGS. 4 and 5 show a torsional vibration damping arrangement 1 as already described above, but here is the bearing portion 45 which causes a rotationally fixed entrainment of the absorber mass 20 to the return element 42, with spacers 51 and 52 which are arranged in the circumferential direction on both sides of the return element 42 executed.
  • the spacers 51, 52 are rotationally connected to the absorber mass 20.
  • the absorber mass 20 is disc-shaped and circumferentially closed executed.
  • the additional mass 23 is again optional to see.

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Abstract

The invention relates to a rotational-vibration damping assembly for the drive train of a motor vehicle, comprising a control disk, which can be rotated about an axis of rotation (A), and a deflection mass, which is rotationally fixed with respect to the control disk and which is spaced radially outward from the control disk, wherein the control disk is connected to the deflection mass by means of at least one elastic restoring element, wherein a connection region of the restoring element to the control disk and a connection region of the restoring element to the deflection mass are radially non-slidable, wherein an additional damper mass is arranged so as to be rotatable relative to the control disk and rotationally fixed, by means of a bearing region, relative to the restoring element, wherein the bearing region of the damper mass is located on the restoring element between the connection region of the restoring element to the control disk and the connection region of the restoring element to the deflection mass in the radial direction and wherein the deflection mass is displaced radially inward in the event of a rotation relative to the damper mass.

Description

Drehschwinaunasdämpfungsanordnung  Drehschwinaunasdämpfungsanordnung
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Drehschwingungsdämpfungsanordnun- gen für Drehschwingungen, die einer Drehbewegung um eine Drehachse überlagert sind. The present invention relates to a torsional vibration damping arrangement for torsional vibrations which are superimposed on a rotational movement about an axis of rotation.
Die Erfindung bezieht sich damit auf einen Schwingungsdämpfer bzw. einen Schwingungstilger mit einer Tilgermasse, die durch die von ihr zu unterdrückenden Schwingungen selbst zu Schwingungen angeregt wird, welche aber gegenphasig zu den zu unterdrückenden Schwingungen verlaufen und entsprechend gegenphasige Gegenkräfte zu den zu unterdrückenden Schwingungen hervorrufen. Spezieller betrifft die vorliegende Erfindung die Unterdrückung von Drehschwingungen, die einer Drehbewegung um eine Drehachse überlagert sind. Daher wird der Gegenstand der vorliegenden Erfindung als Drehschwingungstilger bezeichnet. The invention thus relates to a vibration damper or a vibration damper with a damping mass, which is itself excited by the vibrations to be suppressed by it to vibrations, but which run in opposite phase to the vibrations to be suppressed and cause corresponding antiphase counter-forces to the vibrations to be suppressed. More particularly, the present invention relates to the suppression of torsional vibrations superimposed on a rotational movement about an axis of rotation. Therefore, the subject of the present invention is referred to as torsional vibration damper.
Um Schwingungen, insbesondere Drehschwingungen, beispielsweise verursacht durch rotierende Bauteile (wie z.B. eine Kurbelwelle) in einem Kraftfahrzeug, zu dämpfen, sind zahlreiche Konzepte bekannt. Neben Ausgleichswellen können zusätzlich oder alternativ sogenannte Drehschwingungsdämpfer eingesetzt werden. Derartige Drehschwingungsdämpfer umfassen allgemein Dämpfungs- bzw. Auslenkungsmassen, durch deren Massenträgheit unerwünschte Drehschwingungen gedämpft werden können. Ein bekanntes drehmomentübertragendes Drehschwingungsdämpfungskonzept, um beispielsweise das Schwungmassensystem des Motors vom Getriebe und Antriebsstrang zu entkoppeln, ist z. B. das Zweimassenschwungrad mit einer Primärschwungmasse, einer Sekundärschwungmasse und einer dazwischen gelagerten Drehschwingungs- dämpfungsanordnung. In order to dampen vibrations, in particular torsional vibrations caused, for example, by rotating components (such as a crankshaft) in a motor vehicle, numerous concepts are known. In addition to balance shafts so-called torsional vibration dampers can be used additionally or alternatively. Such torsional vibration dampers generally include damping or deflection masses, by the inertia of which undesirable torsional vibrations can be damped. A well-known torque-transmitting torsional vibration damping concept, for example, to decouple the flywheel mass system of the engine from the transmission and drive train is z. B. the dual mass flywheel with a primary flywheel, a secondary flywheel and a mounted therebetween torsional vibration damping arrangement.
Aus der WO 1 1026872 A2 ist ein Drehschwingungstilger bekannt, bei dem eine Tilgermasse an eine Blattfeder Trägerabstützbereichen bzw. Kraftangriffspunkten abstützbar sind. Die Abstützelemente sind durch diesen zugeordnete und an der Auslenkungsmasse sich abstützende Vorspannfedern nach radial innen in eine Basislage vorgespannt. Bei geringer oder nicht vorhandener Fliehkraftbelastung sind die Fliehgewichte bzw. Abstützelemente unter der Vorspannwirkung in der Basislage gehalten. Mit zu- nehmender Drehzahl verlagern sich die Abstützelemente fliehkraftbedingt unter zunehmender Kompression der Vorspannfedern nach radial außen, wodurch die Trägerabstützbereiche, an welchen sich die nach radial innen von der Auslenkungsmasse sich erstreckenden Rückstellelemente abstützen können, nach radial außen verschoben werden. Dies verändert die zur Auslenkung zur Verfügung stehende freie Länge der Rückstellelemente zwischen ihrer Anbindung an die Auslenkungsmasse und den jeweiligen Trägerabstützbereichen, in welchen sie über die Abstützelemente bezüglich des Trägers in Umfangsrichtung abgestützt sind. Diese Variation der freien Länge beein- flusst somit auch die effektive Pendellänge, deren Verkürzung zu einer Erhöhung der Eigenfrequenz der Auslenkungsmassenpendeleinheiten führt. Dies hat zur Folge, dass drehzahlabhängig die Steifigkeit und damit auch die Eigenfrequenz der Auslenkungs- massenpendeleinheiten veränderbar ist, in einem Sinne, dass mit zunehmender Drehzahl die Steifigkeit und somit auch die Eigenfrequenz der Drehschwingungsdämpfungs- anordnung zunimmt. Damit soll versucht werden, eine Drehzahladaption der Auslen- kungsmassenpendeleinheiten an eine Schwingungsanregungsordnung zu erreichen. From WO 1 1026872 A2 a torsional vibration damper is known in which a damping mass can be supported on a leaf spring Trägerabstützbereiche or force application points. The support elements are biased by this associated and on the Auslenkungsmasse supporting biasing springs radially inward into a base position. If the centrifugal force load is low or nonexistent, the centrifugal weights or supporting elements are held under the prestressing action in the base layer. With to- As the rotational speed increases, the support elements are displaced radially outwardly as a result of the centrifugal force due to increasing compression of the biasing springs, as a result of which the carrier support regions, against which the restoring elements extend radially inward from the deflection mass, are displaced radially outwards. This changes the available for deflection free length of the return elements between their connection to the deflection mass and the respective Trägerabstützbereichen in which they are supported on the support elements with respect to the carrier in the circumferential direction. This variation of the free length thus also influences the effective pendulum length, the shortening of which leads to an increase in the natural frequency of the deflection mass pendulum units. As a result, the stiffness and thus also the natural frequency of the deflection mass pendulum units can be varied as a function of rotational speed, in a sense that the stiffness and thus also the natural frequency of the torsional vibration damping arrangement increases with increasing rotational speed. This is intended to attempt to achieve a speed adaptation of the deflection mass pendulum units to a vibration excitation order.
Bekannte Drehschwingungsdämpfungsanordnungen besitzen also ein Verstellsystem, das in Abhängigkeit von der Drehzahl die Eigenfrequenz der Drehschwingungsdämp- fungsanordnung bzw. des Tilgers verstimmt, um somit gezielt eine Schwingungsanregungsordnung über einen breiten Drehzahlbereich zu tilgen. Das Verstellsystem besteht dabei aus vorzugsweise einer Mehrzahl von Fliehgewichten bzw. Abstützelementen, die symmetrisch am Umfang des Trägers verteilt sind, um Unwucht zu minimieren, und auf die unter Drehzahl eine Zentrifugalkraft wirkt. Des Weiteren umfasst das Verstellsystem wenigstens ein Rückstellelement bzw. eine Verstellfeder, die eine rückstellende Kraft nach radial innen auf das Fliehgewicht ausübt. Die Zentrifugalkraft der Fliehgewichte und die Rückstellkräfte der Federn werden so aufeinander abgestimmt, dass sich eine gewünschte Position des Fliehgewichts in Abhängigkeit von der anliegenden Drehzahl einstellt (Ordnungsnachführung). Die Position eines Fliehgewichts bestimmt den Kraftangriffs- bzw. Pendelpunkt an einem Rückstellelement (z.B. Biegefeder bzw. Tilgerfeder) und beeinflusst somit direkt die Steifigkeit und damit die Eigenfrequenz des Tilgers. Durch Umfangsspiel (d.h. Spiel in Umfangsrichtung) zwischen Rückstellelement und Kraftangriffs- bzw. Pendelpunkt(en) kann die Steifigkeitskennlinie des Tilgers beeinflusst werden. Bei herkömmlichen Drehschwingungsdämpfungsanordnungen sind die Rückstellelemente, beispielsweise in Form von Blattfedern, innerhalb von (radiale Rückstellkräfte ausübende) Vorspannfedern bzw. Sensorfedern angeordnet. Bei einer derartigen Anordnung der Rückstellelemente ist deren Schwingwinkel zur Drehschwingungsdämpfung jedoch durch die Innenabmessungen der Sensorfedern begrenzt. Thus, known torsional vibration damping arrangements have an adjustment system which, as a function of the rotational speed, detunes the natural frequency of the torsional vibration damping arrangement or of the absorber so as to purposely eliminate an oscillation excitation order over a wide rotational speed range. The adjustment system consists preferably of a plurality of centrifugal weights or support elements, which are distributed symmetrically on the circumference of the carrier to minimize imbalance, and acts on the centrifugal force under speed. Furthermore, the adjusting system comprises at least one restoring element or an adjusting spring, which exerts a restoring force radially inward on the flyweight. The centrifugal force of the flyweights and the restoring forces of the springs are coordinated so that a desired position of the flyweight depending on the applied speed is adjusted (order tracking). The position of a centrifugal weight determines the force application point or pendulum point on a return element (eg bending spring or Tilgerfeder) and thus directly affects the stiffness and thus the natural frequency of the absorber. By circumferential play (ie play in the circumferential direction) between restoring element and force application or pendulum point (s), the stiffness characteristic of the absorber can be influenced. In conventional torsional vibration damping arrangements, the restoring elements, for example in the form of leaf springs, are arranged within biasing springs or sensor springs (which exert radial restoring forces). In such an arrangement of the restoring elements, however, their oscillation angle for torsional vibration damping is limited by the internal dimensions of the sensor springs.
Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine gattungsgemäße Schwingungs- dämpfungsanordnung so weiterzubilden, dass diese ein verbessertes Schwingungs- dämpfungsverhalten aufweist. It is the object of the present invention to develop a generic vibration damping arrangement so that it has an improved vibration damping behavior.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch eine Schwingungsdämpfungsanord- nung für einen Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend eine um eine Drehachse (A) drehbare Ansteuerscheibe und eine zu der Ansteuerscheibe verdrehfeste und zu der Ansteuerscheibe radial nach außen beabstandete Auslenkungsmasse, wobei die Ansteuerscheibe über zumindest ein elastisches Rückstellelement mit der Auslenkungsmasse verbunden ist, wobei ein Verbindungsbereich des Rückstellelements mit der Ansteuerscheibe und ein Verbindungsbereich des Rückstellelements mit der Auslenkungsmasse radial verschiebefest ausgeführt sind, wobei eine zusätzliche Tilgermasse relativ verdrehbar zu der Ansteuerscheibe und relativ verdrehfest mittels eines Lagerbereiches zu dem Rückstellelement angeordnet ist, wobei sich der Lagerbereich der Tilgermasse an dem Rückstellelement in radialer Richtung zwischen dem Verbindungsbereich des Rückstellelements mit der Ansteuerscheibe und dem Verbindungsbereich des Rückstellelements mit der Auslenkungsmasse befindet und wobei sich die Auslenkungsmasse bei einer relativen Verdrehung zu der Tilgermasse nach radial innen verlagert. Dabei ist die Schwingungsdämpfungsanordnung vornehmlich zwischen einem Ausgangselement eines Antriebsaggregates, beispielsweise ein Verbrennungsmotor, und einem Eingangselement eines Getriebeaggregates angeordnet, wobei die Ansteuerscheibe dabei drehfest entweder mit dem Ausgangselement des Antriebsaggregates oder drehfest mit dem Eingangselement des Getriebeaggregates verbunden ist und sich damit in einem Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Antriebsaggregat und dem Getriebeaggregat befindet. Die Tilgermasse kann sich relativ zu der Ansteuerscheibe verdrehen, jedoch überträgt sie kein Drehmoment von dem Antriebsaggregat zu dem Getriebeaggregat, sondern schwingen, je nach einer Schwingungsanregung, gekoppelt durch das elastische Rückstellelemente relativ zu der Ansteuerscheibe um die Drehachse (A). Dabei erfolgt eine radiale Lagerung der Tilgermasse auf den Bauteilen, die drehfest entweder mit dem Ausgangselement des Antriebsaggregates oder mit dem Eingangselement des Getriebeaggregates verbunden sind, vornehmlich auf der Ansteuerscheibe selbst oder auf ein damit drehfest verbundenes Bauteil, wie beispielsweise eine Nabe. Eine axiale Lagerung der Tilgermasse erfolgt vornehmlich auch gegenüber den Bauteilen, die auch für eine radiale Lagerung genutzt werden können. An der Ansteuerscheibe ist das Rückstellelement, das vornehmlich aus einem Federstahl bestehen, fest verbunden. Dies kann durch jede geeignete und bekannte Form erfolgen, wie beispielsweise durch eine Verklebung, Vernietung, Verschweißung, Ver- schraubung, Verklemmung, Einstecken oder auch ein Verlöten. Dabei kann die feste Verbindung der Auslenkungsmasse mit dem Rückstellelement ähnlich wie gerade beschrieben erfolgen. Erfolgt eine Schwingungsanregung, beispielsweise durch die Dre- hungleichförmigkeiten des Antriebsaggregates angeregt, so erfolgt wegen der Massenträgheit der Tilgermasse in Verbindung mit der drehelastischen Koppelung über die Rückstellelemente mittels der Auslenkungsmassen eine relative Verdrehung der Tilgermasse gegenüber der Ansteuerscheibe. Dabei erfolgt eine drehelastische Koppelung der Tilgermasse zu der Ansteuerscheibe mittels des Lagerbereiches an dem Rückstellelement. Dabei ist der Lagerbereich so ausgeführt, dass die Tilgermasse das Rückstellelement in Umfangsrichtung beidseitig mittels zweier Schneiden berührt. Hierdurch wird eine verdrehfeste Mitnahme in beiden Umfangsrichtungen der Tilgermasse zu dem Rückstellelement erreicht. Da die Schneiden das Rückstellelement jedoch nur berühren ist eine radiale Verschiebung des Berührpunktes zu dem Rückstellelement möglich. Dies ist zwingen erforderlich, da bei einer relativen Verdrehung der Tilgermasse zu der Ansteuerscheibe das Rückstellelement sich elastisch verformt und somit der Berührpunkt der Schneiden der Tilgermasse an dem Rückstellelement, bezogen auf das Rückstellelement, sich nach radial außen verschiebt. Dies bedeutet, dass der Berührpunkt der Schneiden auf dem Rückstellelement mit zunehmender Verdrehung der Tilgermasse zu dem Rückstellelement sich auf dem Rückstellelement kontinuierlich nach radial außen verschiebt. Da das Rückstellelement radial verschiebefest sowohl mit der Ansteuerscheibe, als auch mit der Auslenkungsmasse verbunden ist, erfolgt bei der relativen Verdrehung der Tilgermasse zu der Ansteuerscheibe die radiale Lageveränderung der Auslenkungsmasse nach radial innen zu der Drehachse A. Dabei ist die Auslenkungsmasse an der Ansteuerscheibe oder an einem Bauteil, das zu der Ansteuerscheibe verdrehfest angeordnet ist, radial verschiebbar, aber verdrehfest zu der Ansteuerscheibe oder an einem Bauteil, das zu der Ansteuerscheibe verdrehfest angeordnet ist, gelagert. Dies kann zum einen durch Gleitflächen an der Auslenkungsmasse erfolgen, die sich beidseitig in radialer Erstreckung an den Enden der Auslenkungsmasse befinden und an korrespondierenden Reibflächen an der Ansteuerscheibe oder an einem Bauteil, das zu der Ansteuerscheibe verdrehfest angeordnet ist, in Reibkontakt stehen. According to the invention, this object is achieved by a vibration damping arrangement for a drive train of a vehicle comprising a drive disk rotatable about an axis of rotation and a deflection mass that is rotationally fixed to the drive disk and radially outwardly spaced from the drive disk, wherein the drive disk has at least one elastic return element is connected to the Auslenkungsmasse, wherein a connecting portion of the return element with the drive disk and a connecting portion of the return element with the Auslenkungsmasse are designed to be radially displaced, with an additional absorber mass is relatively rotatable to the drive disk and relatively rotationally by means of a storage area arranged to the return element, wherein the bearing region of the absorber mass on the restoring element in the radial direction between the connecting region of the restoring element with the drive disk and the connecting region of the rear Adjusting element is located with the deflection mass and wherein the deflection mass moves radially inwardly at a relative rotation to the absorber mass. In this case, the vibration damping arrangement is arranged primarily between an output element of a drive unit, such as an internal combustion engine, and an input element of a gear unit, wherein the drive pulley rotatably connected either to the output element of the drive unit or non-rotatably connected to the input element of the gear unit and thus in a torque transmission path between the Drive unit and the gear unit is located. The absorber mass can rotate relative to the Ansteuerscheibe, but it does not transmit torque from the drive unit to the gear unit, but swing, depending on a vibration excitation, coupled by the elastic return elements relative to the drive disc about the axis of rotation (A). In this case, there is a radial bearing of the absorber mass on the components which are rotatably connected either to the output element of the drive unit or to the input element of the gear unit, primarily on the drive disk itself or on a rotatably connected thereto component, such as a hub. An axial bearing of the absorber mass takes place primarily also with respect to the components, which can also be used for a radial bearing. At the drive disc, the return element, which consist primarily of a spring steel, firmly connected. This can be done by any suitable and known form, such as by gluing, riveting, welding, screwing, jamming, plugging or even soldering. In this case, the fixed connection of the deflection mass with the return element similar to just described done. If an oscillation excitation, for example caused by the rotational irregularities of the drive assembly, takes place because of the mass inertia of the absorber mass in connection with the torsionally flexible coupling via the restoring elements by means of the deflection masses, a relative rotation of the absorber mass relative to the drive disk. In this case, a torsionally elastic coupling of the absorber mass to the drive disk by means of the storage area takes place on the return element. In this case, the storage area is designed so that the absorber mass touches the restoring element in the circumferential direction on both sides by means of two cutting edges. As a result, a rotationally fixed entrainment is achieved in both circumferential directions of the absorber mass to the return element. However, since the blades only touch the return element, a radial displacement of the contact point to the return element is possible. This is necessary to force because at a relative rotation of the absorber mass to the drive disc, the restoring element elastically deformed and thus the point of contact of the cutting of the absorber mass on the return element, based on the return element, moves radially outward. This means that the point of contact of the cutting edges on the return element with increasing rotation of the absorber mass to the restoring element moves continuously radially outwards on the restoring element. Since the restoring element is connected radially displaceably with both the drive disk and with the deflection mass, the radial position change of the deflection mass takes place radially inward relative to the rotation axis A during the relative rotation of the absorber mass to the drive disk. The deflection mass is at the drive disk or at a component which is arranged rotationally fixed to the drive disc, radially displaceable, but rotationally fixed to the drive disc or on a component which is arranged rotationally fixed to the drive disc. This can be done by sliding surfaces on the deflection mass, which are located on both sides in the radial extent at the ends of the deflection mass and are in frictional contact with corresponding friction surfaces on the drive disk or on a component which is arranged rotationally fixed to the drive disk.
Um eine vorteilhafte Funktion zu gewährleisten erstreckt sich das Rückstellelement in einer Ruheposition, wobei die Ruheposition nahezu keine Drehschwingungen enthält, auf einer Ebene, die durch die Drehachse (A) verläuft oder das Rückstellelement weist in der Ruheposition nur eine geringe Krümmung auf. Dabei bedeutet hier die Ruheposition, dass fast keine Drehschwingungen anliegen. Dies ist jedoch unabhängig von der anliegenden Drehzahl. In der Ruheposition erstreckt sich das Rückstellelement, das vorwiegend als eine Blattfeder ausgeführt wird, geradlinig von seinem Verbindungsbereich mit der Ansteuerscheibe nach radial außen und liegt somit auf einer Ebene, die durch die Drehachse A verläuft oder es weist nur eine geringe Krümmung auf. Die Krümmung des Rückstellelements bezieht sich dabei auf die radiale Erstreckung des Rückstellemenets von dem Verbindungsbereich des Rückstellelements mit der Ansteuerscheibe zu dem Verbindungsbereich des Rückstellelements mit der Auslenkungsmasse. Dabei kann die gesamte Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einer anliegenden Drehzahl von 0 U/min oder mit einer konstanten Drehzahl von x U/min um die Drehachse A rotieren. In order to ensure an advantageous function, the restoring element extends in a rest position, wherein the rest position contains almost no torsional vibrations, on a plane passing through the axis of rotation (A) or the restoring element has only a slight curvature in the rest position. Here, the rest position means that there are almost no torsional vibrations. However, this is independent of the applied speed. In the rest position, the restoring element, which is designed predominantly as a leaf spring, extends straight from its connection region with the drive disk radially outwards and thus lies on a plane which passes through the axis of rotation A or has only a slight curvature. The curvature of the restoring element in this case refers to the radial extent of the return element from the connection region of the restoring element with the drive disc to the connection region of the restoring element with the deflection mass. In this case, the entire torsional vibration damping arrangement can rotate about the axis of rotation A with an applied rotational speed of 0 rpm or with a constant rotational speed of x rpm.
Eine weitere vorteilhafte Ausgestaltung sieht vor, dass die Auslenkungsmasse an der Ansteuerscheibe oder an einem Bauteil, das verdrehfest mit der Ansteuerscheibe verbunden ist, mittels einer radialen Lagerung in radialer Richtung gelagert ist. Hierbei kann die radiale Lagerung auf verschiedene Arten ausgeführt werden. Eine vorteilhafte Ausgestaltung sieht vor, dass die radiale Lagerung mittels einer radialen Gleitlagerung ausgeführt wird. Dabei werden vornehmlich die in Umfangsrichtung zeigenden beiden Seitenflächen der Auslenkungsmasse als Gleitflächen ausgebildet, die an korrespondierende Gleitflächen der Ansteuerscheibe oder eines Bauteils, das mit der Ansteuerscheibe drehfest verbunden ist, gleiten können. A further advantageous embodiment provides that the deflection mass on the drive disk or on a component which is rotationally connected to the drive disk, is mounted by means of a radial bearing in the radial direction. In this case, the radial bearing can be carried out in various ways. An advantageous embodiment provides that the radial bearing by means of a radial sliding bearing is performed. In this case, the two side surfaces of the deflection mass which point in the circumferential direction are in particular designed as sliding surfaces which can slide on corresponding sliding surfaces of the drive disk or of a component which is non-rotatably connected to the drive disk.
Auch kann die radiale Lagerung mittels einer radialen Gleitkulisse ausgebildet werden. Dabei befindet sich beispielsweise an der Ansteuerscheibe oder an einem mit der Ansteuerscheibe verdrehfest verbundenen Bauteil eine radial ausgebildete Führungsbahn, in die ein Führungsbolzen, der dann an der Auslenkungsmasse angebracht ist , eingreift und somit die Auslenkungsmasse an der Ansteuerscheibe radial verschiebbar und miteinander drehfest lagert. Hierzu kann die Führungsbahn als eine geradlinig radial ausgerichtete Laufbahn oder auch als eine Krümmung oder eine Kombination von beiden Ausführungen ausgebildet sein.  Also, the radial bearing can be formed by means of a radial Gleitkulisse. In this case, for example, a radially formed guideway, in which a guide pin, which is then attached to the Auslenkungsmasse, engages and thus stores the Auslenkungsmasse radially slidably and rotatably together with each other on the Ansteuerscheibe or on a drive with the drive disc connected component. For this purpose, the guideway may be formed as a straight-line radially oriented raceway or as a curvature or a combination of both embodiments.
Weiter kann es vorgesehen sein, dass die Auslenkungsmasse eine radiale Wegbegrenzung nach radial außen und oder eine radiale Wegbegrenzung nach radial innen aufweist. Dabei ist die radiale Wegbegrenzung an einem Bauteil vorzunehmen, das drehfest zu der Auslenkungsmasse ist. Vorteilhaft wird dies durch das Bauteil erfolgen, an dem auch die radiale Lagerung der Auslenkungsmasse erfolgt, was beispielsweise hier durch die Ansteuerscheibe oder durch ein mit der Ansteuerscheibe drehfest verbundenen Bauteil erfolgt. Die radiale Wegbegrenzung nach radial außen kann dabei als eine Art Fliehkraftabstützung dienen, die besonders bei hohen Fliehkräften, also bei hohen Drehzahlen wirkt. Die radiale Wegbegrenzung nach radial innen kann dazu benutzt werden, um einen relativen Verdrehwinkel der Tilgermasse zu der Ansteuerscheibe zu beschränken. In der Ruheposition, befindet sich das Rückstellelement, das vorwiegend durch eine Blattfeder gebildet wird, auf einer Ebene, die durch die Drehachse A verläuft. Liegt eine relative Ver-drehung der Tilgermasse zu der Ansteuerscheibe vor, so wird die Blattfeder elastisch verformt. Da die Blattfeder radial verschiebefest an der Ansteuerscheibe und radial ver-schiebefest an der Auslenkungsmasse befestigt ist, bewirkt die elastische Verformung, dass die Auslenkungsmasse nach radial innen gezogen wird. Durch die Wegbegren-zung nach radial innen kann folglich der Verdrehwinkel der Tilgermasse zu der Ansteu-erscheibe begrenzt werden. Die radiale Wegbegrenzung nach außen schützt dabei das Rückstellelement vor eine immer größer werdende Fliehkraft, die durch die fliehkraftbelastete Auslenkungsmasse auf das Rückstellelement wirkt. Furthermore, it can be provided that the deflection mass has a radial travel limit radially outward and / or a radial travel limit radially inward. In this case, the radial travel limit to make a component that is rotationally fixed to the deflection mass. This is advantageously done by the component on which the radial bearing of the Auslenkungsmasse, which takes place, for example, here by the drive disk or by a non-rotatably connected to the drive member component. The radial path limitation radially outward can serve as a kind of centrifugal force, which acts especially at high centrifugal forces, ie at high speeds. The radial path limitation radially inward can be used to restrict a relative angle of rotation of the absorber mass to the drive disk. In the rest position, the return element, which is mainly formed by a leaf spring, on a plane which passes through the axis of rotation A. If a relative Ver-rotation of the absorber mass to the drive disk before, the leaf spring is elastically deformed. Since the leaf spring is fixed radially against displacement on the drive disk and radially against displacement on the deflection mass, the elastic deformation causes the deflection mass to be drawn radially inward. As a result of the limitation of the travel radially inward, the angle of rotation of the absorber mass toward the drive disk can be limited. The radial travel limit according to On the outside, the restoring element protects against an ever-increasing centrifugal force, which acts on the restoring element due to the centrifugal force-loaded deflection mass.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform spannt eine Vorspannfeder die Auslenkungsmasse nach radial au ßen vor. Durch die radiale Vorspannung der Auslenkungsmasse kann bewirkt werden, dass eine relative Verdrehung der Tilgermasse zu der Ansteuerscheibe auch bei niedrigeren Drehzahlen und damit bei niedrigen Fliehkräften, aber bei hoher Schwingungsanregung reduziert wird. Die radiale Vorspannung wirkt daher versteifend auf das Rückstellelement, was wiederum eine geringere elastische Verformung des Rückstellelements zur Folge hat und damit sich direkt auf den Verdrehwinkel der Tilgermasse zu der Ansteuerscheibe auswirkt. Das radiale Vorspannen der Auslenkungsmasse stellt somit einen zusätzlichen Einstellparameter dar, um die Drehschwingungsdämpfungsanordnung abzustimmen. In a further advantageous embodiment, a biasing spring biases the deflection mass radially outward. Due to the radial bias of the deflection mass can be effected that a relative rotation of the absorber mass is reduced to the Ansteuerscheibe even at lower speeds and thus at low centrifugal forces, but at high vibration excitation. The radial bias therefore has a stiffening effect on the restoring element, which in turn results in a lower elastic deformation of the restoring element and thus has a direct effect on the angle of rotation of the absorber mass to the drive disk. The radial biasing of the deflection mass thus provides an additional adjustment parameter to tune the torsional vibration damping arrangement.
Für eine vorteilhafte Ausführungsform kann es weiter vorgesehen sein, dass die Vorspannfeder sich einerseits an der Auslenkungsmasse und andererseits an einem Bauteil abstützt, das relativ verdrehfest zu der Auslenkungsmasse angeordnet ist. Dies kann beispielsweise die Ansteuerscheibe oder ein Bauteil sein, das mit der Ansteuerscheibe drehfest verbunden ist. Dabei kann die Vorspannfeder beispielsweise als eine kostengünstig zu fertigende Schraubenfeder ausgeführt sein. Es kann aber jedes elastische Element verwendet werden, das geeignet ist, die Auslenkungsmasse radial vorzuspannen. For an advantageous embodiment, it may further be provided that the biasing spring is supported on the one hand on the Auslenkungsmasse and on the other hand on a component which is arranged relatively rotationally fixed to the Auslenkungsmasse. This may be, for example, the drive disk or a component which is connected in a rotationally fixed manner to the drive disk. In this case, the biasing spring may be designed, for example, as a cost-effective to manufacture coil spring. However, any elastic element that is suitable for radially biasing the deflection mass can be used.
Weiter kann es vorgesehen sein, dass die Ansteuerscheibe einerseits drehfest mit einem Ausgangselement eines Antriebsaggregates und andererseits drehfest mit dem Eingangselement eines Getriebeaggregates wirkverbunden ist. Dabei bildet die Ansteuerscheibe einen Grundträger der Drehschwingungsdämpfungsanordnung, an dem die weiteren Bauteile der Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie beispiels-weise die Tilgermasse, die Auslenkungsmasse, ein oder die Deckbleche verbunden oder gelagert sind. Further, it may be provided that the control disc on the one hand in a rotationally fixed manner with an output element of a drive unit and on the other hand is non-rotatably operatively connected to the input element of a gear unit. In this case, the drive disc forms a base support of the torsional vibration damping arrangement, on which the other components of the torsional vibration damping arrangement such as the absorber mass, the deflection mass, one or the cover plates are connected or mounted.
Weiter kann es vorteilhaft sein, dass die Ansteuerscheibe einerseits drehfest mit einem Ausgangselement eines Drehmomentwandlers, insbesondere ein Turbinenrad und an- dererseits drehfest mit dem Eingangselement eines Getriebeaggregates wirkverbunden ist. Dabei kann das Ausgangselement des Drehmomentwandlers beispielsweise ein Turbinenrad sein. Furthermore, it may be advantageous for the control disk to be non-rotatable with an output element of a torque converter, in particular a turbine wheel, and dererseits rotatably operatively connected to the input element of a gear unit. In this case, the output element of the torque converter may be, for example, a turbine wheel.
Eine weitere vorteilhafte Ausgestaltung kann vorsehen, dass die Tilgermasse an der Ansteuerscheibe oder an einem Bauteil, das drehfest mit der Ansteuerscheibe verbunden ist, radial und / oder axial gelagert ist. Dabei kann die Lagerung vorteilhaft als eine Gleitlagerung ausgeführt werden. A further advantageous embodiment can provide that the absorber mass is mounted radially and / or axially on the drive disk or on a component which is non-rotatably connected to the drive disk. The storage can be advantageously carried out as a sliding bearing.
Weiter kann es vorgesehen sein, dass die Tilgermasse scheibenförmig ausgeführt ist. Dabei kann die Tilgermasse vornehmlich aus einem Trägerblech und einem dazu axial beabstandeten Deckblech bestehen, wobei das Trägerblech und das Deckblech drehfest miteinander verbunden sind. Weiter kann eine zusätzliche Ausführung vorsehen, dass eine Zusatzmasse zwischen dem Trägerbich und dem Deckblech drehfest aufgenommen ist um ein Massenträgheitselement der Tilgermasse zu erhöhen. Furthermore, it can be provided that the absorber mass is disc-shaped. In this case, the absorber mass consist primarily of a support plate and a cover plate axially spaced therefrom, wherein the support plate and the cover plate are rotatably connected to each other. Further, an additional embodiment provide that an additional mass between the Trägerbich and the cover plate is rotatably received to increase an inertia element of the absorber mass.
Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung werden nachfolgend bezugnehmend auf die beiliegenden Figuren näher erläutert. Es zeigen: Embodiments of the present invention will be explained below with reference to the accompanying figures. Show it:
Fig. 1 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Ausschnitt im Bereich der Auslenkungsmassen; 1 shows a torsional vibration damping arrangement with a cutout in the region of the deflection masses;
Fig. 2 einen Querschnitt der Figur 1 ; Fig. 2 is a cross-section of Figure 1;
Fig. 3 einen Ausschnitt einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie unter Figur 1 bereits beschrieben, jedoch mit einer Vorspannfeder für die Auslenkungsmasse; 3 shows a section of a torsional vibration damping arrangement as already described under FIG. 1, but with a biasing spring for the deflection mass;
Fig. 4 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie unter Figur 1 beschrieben, jedoch mit Abstandstücken im Lagerbereich zwischen dem Rückstellelement und der Tilgermasse; 4 shows a torsional vibration damping arrangement as described under FIG. 1, but with spacers in the bearing area between the restoring element and the absorber mass;
Fig. 5 einen Querschnitt der Figur 4. In der nachfolgenden Beschreibung bezeichnen gleiche Bezugszeichen funktional gleiche oder ähnliche Bauelemente bzw. -teile. 5 shows a cross section of Figure 4. In the following description, like reference numerals designate functionally identical or similar components or parts.
Die Figur 1 zeigt in Verbindung mit der Figur 2 eine Drehschwingungsdämpfungsanord- nung 1 mit einer Auslenkungsmasse 15, die an einem elastischen Rückstellelement 42 befestigt ist. Dabei besteht die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 1 im Wesentlichen aus einer Ansteuerscheibe 12 die radial innen angeordnet ist. Die Ansteuerscheibe 12 kann dabei, besser zu sehen in Figur 2, einerseits mit einem Ausgangselement 5 eines Antriebsaggregates 4, beispielsweise einen Verbrennungsmotor, drehfest verbunden werden. Weiter kann die Ansteuerscheibe ebenfalls drehfest mit einem Eingangselement 13 eines Getriebeaggregates 14 drehfest verbunden werden. Die Ansteuerscheibe 12 ist demzufolge in einem Drehmomentübertragungsweg, der von dem Antriebsaggregat 4 zu dem Getriebeaggregat 14 verläuft, drehfest verbunden. Dabei ist die Antriebsscheibe 12 um eine Drehachse A drehbar. Es ist auch möglich, diese Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung 1 in einen Antriebsstrang eines Automatikgetriebes mit Drehmomentwandler zu verbauen. Hierbei würde das Ausgangselement 5 noch eine Überbrückungskupplung, hier nicht gezeigt enthalten. Im Falle einer geöffneten Überbrückungskupplung würde das Drehmoment von dem Antriebsaggregat 4 zu dem Drehmomentwandler, hier nur mit einem Turbinenrad 10 gezeigt, verlaufen. Dabei ist das Turbinenrad 10 drehfest mit der Ansteuerscheibe 12 verbunden. An einem radial äußeren Bereich ist an der Ansteuerscheibe 12 das Rückstellelement 42, das hier als eine Blattfeder ausgebildet ist, radial verschiebefest mittels eines Verbindungsbereiches 47 befestigt. Auch kann es vorteilhaft sein, hier jedoch nicht gezeigt, dass zwischen der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 1 und dem Ausgangselement 5 des Antriebsaggregates 4 ein Vordämpfer in Form eines Torsionsdämpfers im Drehmomentübertragungsweg eingebaut ist. Weiter erstreckt sich das Rückstellelement 42 in einer Ruheposition radial geradlinig auf einer Ebene die durch die Drehachse A verläuft, bzw. das Rückstellelement weist hier nur eine geringe Krümmung auf. Dabei bedeutet hier die Ruheposition einen Zustand der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 1 , bei dem in die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 1 keine oder nur sehr geringe Drehschwingung eingeleitet wird und das Rückstellelement hierdurch nicht zusätzlich gekrümmt wird. Eine vorliegende Drehzahl der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 1 und die Drehachse A ist dabei unerheblich. Dies bedeutet, dass die Ruheposition sowohl bei einer Drehzahl 0 als auch bei einer Drehzahl X vorliegen kann. In der radialen weiteren Erstreckung des Rückstellelementes 42 ist mittels eines Verbindungsbereiches 48 das Rückstellelement 42 mit der Auslenkungsmasse 15 radial verschiebefest befestigt. Dabei können die Verbindungsbereiche 47 und 48 des Rückstellelementes mit der Ansteuerscheibe 12 und mit der Auslenkungsmasse 15 unterschiedlich ausgeführt werden. In der hier gezeigten Figur 1 ist der Verbindungsbereich 47 und 48 mittels einer Verklemmung ausgeführt. Der Verbindungsbereich 47; 48 kann jedoch auch mittels einer Versch raubung, einer Verklebung, einer Verschweißung, einer Verlötung, einer Vernietung oder einer anderen geeigneten bekannten Verbindungsausführung ausgeführt sein. Dabei sind die hier aufgeführten Verbindungen nur beispielhaft zu verstehen. Weiter ist die Auslenkungsmasse 15 mittels einer drehfesten Verbindung in Form einer radialen Lagerung 25 mit der Ansteuerscheibe 12 verbunden. In dem hier gezeigten Ausführungsbeispiel 1 wird die Ansteuerscheibe 12 in einem radial nach außen verlaufenden Bereich, der sich mit der Auslenkungsmasse 15 radial überdeckt, nach außen weitergeführt. In dem so gebildeten Bereich der Ansteuerscheibe 12 befindet sich eine radiale Gleitkulisse 28. Dabei ist die radiale Gleitkulisse 28 mittels einer radial verlaufenden Führungsbahn 50 und mittels eines Führungsbolzens 55 ausgeführt. Wie hier gezeigt, ist die radiale Führungsbahn 50 an der Ansteuerscheibe 12 angebracht. Die Führungsbolzen 55 sind hier an der Auslenkungsmasse 15 angebracht. Hierbei greift der Führungsbolzen 55 der Auslenkungsmasse 15 in die Führungsbahn 50 der Ansteuerscheibe 12. Da die Führungsbahn 50 der Ansteuerscheibe eine längere radiale Erstreckung hat als die radiale Erstreckung der Führungsbolzens 55, wird eine radiale Verschiebung der Auslenkungsmasse zu der Ansteuerscheibe 12 ermöglicht. Dies bedeutet, dass die Auslenkungsmasse 15 sich in radialer Richtung zu der Ansteuerscheibe 12 verlagern kann, wobei immer eine drehfeste Verbindung um die Drehachse A zwischen der Auslenkungsmasse 15 und der Ansteuerscheibe 12 erfolgt. Dabei kann hier die radiale Gleitkulisse auch als radialer Anschlag 60 für die Auslenkungsmasse nach radial außen, als auch als radialer Anschlag 60 für die Auslenkungsmasse 15 nach radial innen verwendet werden. Weiter ist hier radial und axial zu der Ansteuerscheibe 12 überlappend eine Tilgermasse 20 vorgesehen. Dabei ist die Tilgermasse 20 verdrehbar um die Drehachse A an der Ansteuerscheibe 12 bzw. an einer Nabe 1 1 , die mit der Ansteuerscheibe 12 drehfest verbunden ist, verdrehbar gelagert. Die Tilgermas- se 20 wird hier, gut zu sehen in der Figur 2, vornehmlich aus einem Trägerblech 18 und einem zu dem Trägerblech axial beabstandeten Abdeckblech 19, die beide drehfest miteinander verbunden sind, gebildet. Optional kann zwischen dem Trägerblech 18 und dem Abdeckblech 19 eine Zusatzmasse 23 für eine Erhöhung des Massenträgheitsmomentes verbaut werden. Die gesamte Tilgermasse 20 ist relativ verdrehbar zu der Ansteuerscheibe 12, hier mittels einer axialen und radialen Gleitlagerung 26 und einer Gleitlagerscheibe 35 an der Nabe 1 1 und der Ansteuerscheibe 12 gelagert. Eine Drehmitnahme der Tilgermasse 20 erfolgt über einen Lagerbereich 45 der durch zwei Schneiden 56 und 57 gebildet wird, wobei die Schneiden 56 und 57 der Tilgermasse 20 zugeordnet sind. Zwischen den beiden Schneiden 56 und 57 verläuft das Rückstellelement 42. Dabei ist der Abstand der beiden Schneiden 56 und 57 so gewählt, dass das Rückstellelement zwischen den beiden Schneiden 56 und 57 radial verschiebbar ist. Wird nun über die Ansteuerscheibe 12 eine Drehschwingung in die Drehschwingungs- dämpfungsanordnung 1 eingeleitet, erfolgt auf Grund der Trägheit der Tilgermass 20 eine relative Verdrehung der Tilgermasse 20 zu der Ansteuerscheibe 12 unter einer elastischen Verformung des Rückstellelementes 42 im Bereich des Lagerbereiches 45. Durch die elastische Verformung des Rückstellelementes 42 in Umfangsrichtung erfolgt eine radiale Lageveränderung der Auslenkungsmasse 15 nach radial innen in Richtung der Drehachse A. Wie schon erwähnt, kann sich dabei die Auslenkungsmasse 15 nur entlang der radialen Gleitkulisse 28 verlagern. Die Ansteuerscheibe 12 und die Auslenkungsmasse 15 sind dabei immer drehfest miteinander gekoppelt. Liegt nun eine große Drehschwingung, sprich eine große Beschleunigung an der Ansteuerscheibe 12 an, wobei eine Drehzahl um die Drehachse A der gesamten Drehschwingungsdämpfungs- anordnung gering ist, beispielsweise im Bereich von 1 .000 Umdrehungen pro Minute, wirkt auf die Auslenkungsmasse 15 im Vergleich zu einer hohen Drehzahl nur eine geringe Fliehkraft. Dies bedeutet, dass die große Drehschwingung eine große relative Verdrehung der Tilgermasse 20 zu der Ansteuerscheibe 12 bewirkt. Würde sich bei der gleichen Drehschwingungsanregung die Drehzahl erhöhen, würde sich die Fliehkraft auf die die Auslenkungsmasse 15 erhöhen und somit eine Versteifung des elastischen Rückstellelementes 42 bewirken. Durch die Versteifung des elastischen Rückstellelementes 42 wird ebenfalls die relative Verdrehbarkeit der Tilgermasse 20 zu der Ansteuerscheibe 12 reduziert. Dieser Versteifungseffekt kommt der Drehschwingungsdämp- fungsanordnung 1 von ihrer Wirkcharakteristik sehr entgegen, da vorwiegend bei nied- rigen Drehzahlen, dies bedeutet hier Drehzahlen von ca. 1 .000 bis 1 .500 Umdrehungen pro Minute, große Drehschwingungen vorhanden sind die es zu dämpfen gilt und bei hohen Drehzahlen die Drehschwingungsanregung immer geringer wird. Es ist daher gewünscht, bei hohen Drehzahlen eine Versteifung und somit eine Reduzierung der relativen Verdrehbarkeit der Tilgermasse 20 zu der Ansteuerscheibe 12 zu erhalten. Hierbei ist weiter zu erwähnen, dass die Tilgermasse 20 sowie die Auslenkungsmasse 15 sich nicht im Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Antriebsaggregat 4 und dem Getriebeaggregat 14 befinden. Ein weiterer Vorteil dieser Anordnung der Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung ergibt sich daraus, dass die Tilgermasse 20 unabhängig von der Auslenkungsmasse 15 ist. Dies bedeutet, wird eine Veränderung der Auslenkungsmasse 15 bzw. der Tilgermasse vorgenommen, sind die Wirkungen unabhängig voneinander, da das Massenträgheitsmoment der Auslenkungsmasse 15 nicht in das Massenträgheitsmoment der Tilgermasse 20 eingeht. Dies ist besonders vorteilhaft für eine optimale Abstimmung des gesamten Systems auf die jeweils vorhandenen Schwingungsanregungen. FIG. 1, in conjunction with FIG. 2, shows a torsional vibration damping arrangement 1 with a deflection mass 15 which is fastened to an elastic return element 42. In this case, the torsional vibration damping arrangement 1 consists essentially of a drive disk 12 which is arranged radially inward. The drive pulley 12 can be seen in Figure 2, on the one hand with an output element 5 of a drive unit 4, such as an internal combustion engine, rotatably connected. Further, the drive pulley can also rotatably connected to an input member 13 of a gear unit 14 rotatably connected. The drive pulley 12 is therefore rotatably connected in a torque transmission path extending from the drive unit 4 to the transmission unit 14. In this case, the drive pulley 12 is rotatable about a rotation axis A. It is also possible to incorporate this torsional vibration damping arrangement 1 in a drive train of an automatic transmission with a torque converter. Here, the output element 5 would still contain a lock-up clutch, not shown here. In the case of an open lock-up clutch, the torque would run from the drive unit 4 to the torque converter, shown here only with a turbine 10. In this case, the turbine 10 is rotatably connected to the drive pulley 12. At a radially outer region, the return element 42, which is embodied here as a leaf spring, is fixed radially displaceably to the drive disk 12 by means of a connection region 47. It may also be advantageous, but not shown here, that between the torsional vibration damping arrangement 1 and the output element 5 of the drive unit 4, a pre-damper in the form of a torsional damper is installed in the torque transmission path. Further, the return element 42 extends in a rest position radially straight on a plane passing through the axis of rotation A, or the restoring element here has only a small curvature. Here, the rest position means a state of the torsional vibration damping arrangement 1, in which in the torsional vibration damping arrangement 1 no or very little torsional vibration is introduced and the restoring element is not thereby additionally curved. A present rotational speed of the torsional vibration damping arrangement 1 and the Rotary axis A is irrelevant. This means that the rest position can be present both at a speed 0 and at a speed X. In the radial further extent of the restoring element 42, the restoring element 42 with the deflection mass 15 is fixed radially displaceable by means of a connecting region 48. In this case, the connecting regions 47 and 48 of the restoring element can be designed differently with the drive disk 12 and with the deflection mass 15. In the figure 1 shown here, the connecting portion 47 and 48 is carried out by means of a deadlock. The connection area 47; However, 48 may also be carried out by means of a Versch robbing, gluing, welding, soldering, riveting or other suitable known connection design. The compounds listed here are only to be understood as examples. Next, the deflection mass 15 is connected by means of a rotationally fixed connection in the form of a radial bearing 25 with the drive pulley 12. In the embodiment 1 shown here, the drive pulley 12 is continued in a radially outwardly extending region which radially overlaps with the deflection mass 15 to the outside. In the area of the drive disk 12 formed in this way, there is a radial slide link 28. Here, the radial slide link 28 is embodied by means of a radially extending guide track 50 and by means of a guide pin 55. As shown here, the radial track 50 is attached to the drive pulley 12. The guide pins 55 are attached to the deflection mass 15 here. In this case, the guide pin 55 of the deflection mass 15 engages in the guide track 50 of the drive disk 12. Since the guide track 50 of the drive disk has a longer radial extent than the radial extent of the guide pin 55, a radial displacement of the deflection mass to the drive disk 12 is made possible. This means that the deflection mass 15 can shift in the radial direction to the drive pulley 12, whereby always a rotationally fixed connection takes place about the axis of rotation A between the deflection mass 15 and the drive pulley 12. Here, the radial slide gate can also be used as a radial stop 60 for the Auslenkungsmasse radially outward, as well as a radial stop 60 for the Auslenkungsmasse 15 radially inward. Next, a damping mass 20 is provided here radially and axially to the drive disk 12 overlapping. In this case, the absorber mass 20 is rotatably mounted about the rotational axis A to the drive pulley 12 and to a hub 1 1, which is rotatably connected to the drive pulley 12, rotatably mounted. The absorber se 20 is here, good to see in Figure 2, mainly from a support plate 18 and an axially spaced from the support plate cover plate 19, which are both rotatably connected to each other formed. Optionally, an additional mass 23 for increasing the mass moment of inertia can be installed between the carrier plate 18 and the cover plate 19. The entire absorber mass 20 is relatively rotatable to the drive pulley 12, mounted here by means of an axial and radial slide bearing 26 and a plain bearing washer 35 on the hub 1 1 and the drive pulley 12. A rotational drive of the absorber mass 20 via a bearing portion 45 which is formed by two cutting edges 56 and 57, wherein the cutting edges 56 and 57 of the absorber mass 20 are assigned. Between the two cutting edges 56 and 57, the return element 42 extends. The distance between the two cutting edges 56 and 57 is selected so that the restoring element between the two cutting edges 56 and 57 is radially displaceable. If a torsional vibration is now introduced into the torsional vibration damping arrangement 1 via the drive disk 12, a relative rotation of the absorber mass 20 to the drive disk 12 takes place due to the inertia of the absorber mass 20 under elastic deformation of the restoring element 42 in the area of the bearing area 45 Deformation of the restoring element 42 in the circumferential direction is effected a radial change in position of the deflection mass 15 radially inward in the direction of the axis of rotation A. As already mentioned, the deflection mass 15 can only shift along the radial slide link 28. The Ansteuerscheibe 12 and the Auslenkungsmasse 15 are always rotatably coupled together. If there is now a large torsional vibration, ie a large acceleration at the drive disk 12, wherein a rotational speed about the rotational axis A of the entire torsional vibration damping arrangement is low, for example in the range of 1 .000 rpm, the deflection mass 15 acts in comparison to FIG a high speed only a low centrifugal force. This means that the large torsional vibration causes a large relative rotation of the absorber mass 20 to the drive pulley 12. Would increase the speed at the same torsional vibration excitation, the centrifugal force would increase to the deflection mass 15 and thus cause a stiffening of the elastic return element 42. The stiffening of the elastic restoring element 42 also reduces the relative rotatability of the absorber mass 20 to the actuation disk 12. This stiffening effect greatly complies with the torsional vibration damping arrangement 1 in terms of its action characteristic, since it is predominantly used at low speeds. This means here speeds of about 1, 000 to 1, 500 revolutions per minute, large torsional vibrations are present to damp it and at high speeds, the torsional vibration excitation is getting lower. It is therefore desirable to obtain a stiffening and thus a reduction in the relative rotatability of the absorber mass 20 to the drive disk 12 at high rotational speeds. It should also be mentioned that the absorber mass 20 and the deflection mass 15 are not located in the torque transmission path between the drive unit 4 and the transmission unit 14. Another advantage of this arrangement of the torsional vibration damping arrangement results from the fact that the absorber mass 20 is independent of the deflection mass 15. This means that if the deflection mass 15 or the absorber mass is changed, the effects are independent of one another, since the mass moment of inertia of the deflection mass 15 is not included in the mass moment of inertia of the absorber mass 20. This is particularly advantageous for optimal coordination of the entire system to the respective vibration excitations.
Die Figur 3 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 1 wie bereits in den Figuren 1 und 2 beschrieben. Jedoch ist die Auslenkungsmasse 15 mittels einer Vorspannfeder 30, die hier als eine Schraubenfeder ausgeführt ist, radial nach außen vorgespannt. Dabei stützt sich die Vorspannfeder 30 einerseits an der Auslenkungsmasse 15 und andererseits an der Ansteuerscheibe 12 bzw. an einem Bauteil, das verdrehfest mit der Ansteuerscheibe 12 verbunden ist, ab. Durch die Vorspannung der Auslenkungsmasse 15 kann erreicht werden, dass bereits bei niedrig vorhandenen Fliehkräften das Rückstellelement 42 vorversteift wird. Dabei kann die axiale Führung der Feder in Federfenster erfolgen, die sich im Trägerblech 18 und in dem Abdeckblech 19 befinden. FIG. 3 shows a torsional vibration damping arrangement 1 as already described in FIGS. 1 and 2. However, the deflection mass 15 is biased radially outwards by means of a biasing spring 30, which is embodied here as a helical spring. In this case, the biasing spring 30 is supported on the one hand on the deflection mass 15 and on the other hand on the drive pulley 12 or on a component which is rotationally connected to the drive pulley 12 from. By the bias of the deflection mass 15 can be achieved that even at low centrifugal forces the return element 42 is vorversteift. In this case, the axial guidance of the spring can take place in spring windows, which are located in the support plate 18 and in the cover plate 19.
Die Figur 4 und 5 zeigen eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 1 wie bereits vorrangehend beschrieben, jedoch ist hier der Lagerbereich 45 der eine drehfeste Mitnahme der Tilgermasse 20 zu dem Rückstellelement 42 bewirkt, mit Abstandsstücken 51 und 52 die in Umfangsrichtung beidseitig des Rückstellelementes 42 angeordnet sind, ausgeführt. Dabei sind die Abstandsstücke 51 , 52 verdrehfest mit der Tilgermasse 20 verbunden. Auch hier ist die Tilgermasse 20 scheibenförmig und umfangsmäßig geschlossen ausgeführt. Dabei bilden hier das das Trägerblech 18, das Abdeckblech 19, die Zwischenmassse 23 und die Abstandsstücke 51 , 52 die eigentliche Tilgermasse 20. Auch hier ist die Zusatzmasse 23 wieder optional zu sehen. 4 and 5 show a torsional vibration damping arrangement 1 as already described above, but here is the bearing portion 45 which causes a rotationally fixed entrainment of the absorber mass 20 to the return element 42, with spacers 51 and 52 which are arranged in the circumferential direction on both sides of the return element 42 executed. The spacers 51, 52 are rotationally connected to the absorber mass 20. Again, the absorber mass 20 is disc-shaped and circumferentially closed executed. Here form the support plate 18, the cover plate 19, the intermediate mass 23 and the spacers 51, 52, the actual absorber mass 20. Again, the additional mass 23 is again optional to see.
Bezuqszeichenliste LIST OF REFERENCES
I DrehschwingungsdämpfungsanordnungI torsional vibration damping arrangement
4 Antriebsaggregat 4 drive unit
5 Ausgangselement  5 output element
10 Turbinenrad 10 turbine wheel
I I Nabe  I'm a hub
12 Ansteuerscheibe  12 drive disk
13 Eingangselement  13 input element
14 Getriebeaggregat  14 gear unit
15 Auslenkungsmasse  15 deflection mass
16 Gleitfläche  16 sliding surface
17 Gleitfläche  17 sliding surface
18 Trägerblech  18 carrier sheet
19 Abdeckblech  19 cover plate
20 Tilgermasse  20 absorber mass
21 Gleitfläche  21 sliding surface
22 Gleitfläche  22 sliding surface
23 Zusatzmasse  23 additional mass
24 radiale Ausnehmung  24 radial recess
25 radiale Lagerung  25 radial bearing
26 Gleitlagerung  26 plain bearing
28 radiale Gleitkulisse  28 radial sliding gate
30 Vorspannfeder  30 bias spring
31 Fenster  31 windows
35 Gleitlagerscheibe  35 plain bearing washer
38 Radiallager  38 radial bearings
42 Rückstellelement  42 return element
45 Lagerbereich  45 storage area
47 Verbindungsbereich  47 connection area
48 Verbindungsbereich  48 connection area
50 Führungsbahn  50 guideway
51 Abstandsstück Abstandsstück 51 spacer spacer
Führungsbolzen Schneide Guide pin cutting edge
Schneide cutting edge
radiale Wegbegrenzung radiale Wegbegrenzung Drehachse radial path limitation radial path limitation rotary axis

Claims

Patentansprüche Patent claims
1. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 ) für den Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend 1. Torsional vibration damping arrangement (1) for the drive train of a motor vehicle, comprising
eine um eine Drehachse (A) drehbare Ansteuerscheibe (12) und eine zu der Ansteuerscheibe (12) verdrehfeste nd zu der Ansteuerscheibe (12) radial nach außen beab- standete Auslenkungsmasse (15), a control disk (12) that can be rotated about an axis of rotation (A) and a deflection mass (15) that is rotationally fixed to the control disk (12) and is spaced radially outward from the control disk (12),
wobei die Ansteuerscheibe (12) über zumindest ein elastisches Rückstellelement 42) mit der Auslenkungsmasse (15) verbunden ist, wobei ein Verbindungsbereich (47) des Rückstellelements (42) mit der Ansteuerscheibe (12) und ein Verbindungsbereich (48) des Rückstellelements (42) mit der Auslenkungsmasse (15) radial verschiebefest ausgeführt sind, dadurch gekennzeichnet, dass wherein the control disk (12) is connected to the deflection mass (15) via at least one elastic restoring element 42), a connection region (47) of the restoring element (42) with the control disk (12) and a connection region (48) of the restoring element (42) with the deflection mass (15) are designed to be radially non-displaceable, characterized in that
eine zusätzliche Tilgermasse (20) relativ verdrehbar zu der Ansteuerscheibe (12) und relativ verdrehfest mittels eines Lagerbereiches (45) zu dem Rückstellelement angeordnet ist, wobei sich der Lagerbereich (45) der Tilgermasse (20) an dem Rückstellelement (42) in radialer Richtung zwischen dem Verbindungsbereich (47) des Rückstellelements (42) mit der Ansteuerscheibe (12) und dem Verbindungsbereich (48) des Rückstellelements (42) mit der Auslenkungsmasse (15) befindet und wobei sich die Auslenkungsmasse (15) bei einer relativen Verdrehung zu der Tilgermasse (20) nach radial innen verlagert. an additional absorber mass (20) is arranged so that it can be rotated relative to the control disk (12) and is relatively non-rotatable by means of a bearing area (45) relative to the restoring element, the bearing area (45) of the absorber mass (20) being located on the restoring element (42) in the radial direction between the connection area (47) of the restoring element (42) with the control disk (12) and the connection area (48) of the restoring element (42) with the deflection mass (15) and whereby the deflection mass (15) is rotated relative to the absorber mass (20) shifted radially inwards.
2. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 ) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass sich das Rückstellelement (42) in einer Ruheposition, wobei die Ruheposition nahezu keine Drehschwingungen enthält, auf einer Ebene erstreckt, die durch die Drehachse (A) verläuft oder dass das Rückstellelement (42) in der Ruheposition nur eine geringe Krümmung aufweist. 2. Torsional vibration damping arrangement (1) according to claim 1, characterized in that the restoring element (42) extends in a rest position, the rest position containing almost no torsional vibrations, on a plane which runs through the axis of rotation (A) or that the restoring element ( 42) has only a slight curvature in the rest position.
3. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 ) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Auslenkungsmasse (15) an der Ansteuerscheibe (12) oder an einem Bauteil, das verdrehfest mit der Ansteuerscheibe (12) verbunden ist, mittels einer radialen Lagerung (25) in radialer Richtung gelagert ist. 3. Torsional vibration damping arrangement (1) according to claim 1, characterized in that the deflection mass (15) on the control disk (12) or on a component which is connected to the control disk (12) in a rotationally fixed manner by means of a radial bearing (25) in a radial direction Direction is stored.
4. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 ) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die radiale Lagerung (25) der Auslenkungsmasse (15) an der Ansteuerscheibe (12) oder an einem Bauteil, das mit der Ansteuerscheibe (12) drehfest verbunden ist, als ein Gleitlager ausgeführt ist. 4. Torsional vibration damping arrangement (1) according to claim 3, characterized in that the radial bearing (25) of the deflection mass (15) on the control disk (12) or on a component which is non-rotatably connected to the control disk (12), as a plain bearing is executed.
5. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 ) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die radiale Lagerung (25) der Auslenkungsmasse (15) an der Ansteuerscheibe (12) oder an einem Bauteil, das mit der Ansteuerscheibe (12) drehfest verbunden ist, mittels einer radialen Gleitkulisse (28) ausgeführt ist. 5. Torsional vibration damping arrangement (1) according to claim 3, characterized in that the radial bearing (25) of the deflection mass (15) on the control disk (12) or on a component which is non-rotatably connected to the control disk (12) by means of a radial Sliding gate (28) is executed.
6. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 ) nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die radiale Gleitkulisse (28) eine Führungsbahn (50) und einen Führungsbolzen (55) umfasst, die jeweils entweder der Auslenkungsmasse (15) oder der Ansteuerscheibe (12) oder einem Bauteil, das zu der Ansteuerscheibe (12) verdrehfest angeordnet ist, zugeordnet ist. 6. Torsional vibration damping arrangement (1) according to claim 5, characterized in that the radial sliding link (28) comprises a guide track (50) and a guide pin (55), each of which is either the deflection mass (15) or the control disk (12) or a component , which is arranged in a rotationally fixed manner to the control disk (12).
7. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Auslenkungsmasse (15) eine radiale Wegbegrenzung (60) nach radial außen und oder eine radiale Wegbegrenzung (61 ) nach radial innen aufweist. 7. Torsional vibration damping arrangement (1) according to one of the preceding claims, characterized in that the deflection mass (15) has a radial travel limitation (60) towards the radial outside and/or a radial travel limitation (61) towards the radial inside.
8. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Vorspannfeder (30) die Auslenkungsmasse (15) nach radial außen vorspannt. 8. Torsional vibration damping arrangement (1) according to one of the preceding claims, characterized in that a biasing spring (30) biases the deflection mass (15) radially outwards.
9. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 ) nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Vorspannfeder (30) sich einerseits an der Auslenkungsmasse (15) und andererseits an einem Bauteil abstützt, das zu der Auslenkungsmasse relativ verdrehfest angeordnet ist. 9. Torsional vibration damping arrangement (1) according to claim 9, characterized in that the biasing spring (30) is supported on the one hand on the deflection mass (15) and on the other hand on a component which is arranged in a rotationally fixed manner relative to the deflection mass.
10. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 ) nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Vorspannfeder (30) eine Schraubenfeder (31 ) ist. 10. Torsional vibration damping arrangement (1) according to claim 9, characterized in that the biasing spring (30) is a helical spring (31).
11. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Ansteuerscheibe (12) einerseits drehfest mit einem Ausgangselement (5) eines Antriebsaggregates (4) und andererseits drehfest mit dem Eingangselement (13) eines Getriebeaggregates (14) wirkverbunden ist. 11. Torsional vibration damping arrangement (1) according to one of the preceding claims, characterized in that the control disk (12) is, on the one hand, non-rotatably connected to an output element (5) of a drive unit (4) and, on the other hand, non-rotatable to the input element (13) of a transmission unit (14). .
12. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Ansteuerscheibe (12) einerseits drehfest mit einem Ausgangselement eines Drehmomentwandlers, insbesondere ein Turbinenrad (10) und andererseits drehfest mit dem Eingangselement (13) eines Getriebeaggregates (14) wirkverbunden ist. 12. Torsional vibration damping arrangement (1) according to one of claims 1 to 10, characterized in that the control disk (12) is, on the one hand, non-rotatable with an output element of a torque converter, in particular a turbine wheel (10) and, on the other hand, non-rotatable with the input element (13) of a gear unit (14 ) is operatively connected.
13. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Tilgermasse (20) an der Ansteuerscheibe (12) oder an einem Bauteil, das drehfest mit der Ansteuerscheibe (12) verbunden ist, radial und / oder axial gelagert ist. 13. Torsional vibration damping arrangement (1) according to one of the preceding claims, characterized in that the absorber mass (20) is mounted radially and / or axially on the control disk (12) or on a component that is non-rotatably connected to the control disk (12). .
14. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Tilgermasse (20) scheibenförmig ausgeführt ist. 14. Torsional vibration damping arrangement (1) according to one of the preceding claims, characterized in that the absorber mass (20) is designed in the shape of a disk.
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