回転数適応型の動吸振器を備えた力伝達装置および減衰特性を改善するための方法
本発明は、駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置であって、少なくとも１つの入力体と、出力体と、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室内に配置された振動減衰装置とが設けられており、該振動減衰装置が、回転数適応型の動吸振器に連結されている形式のものに関する。本発明は、回転数適応型の動吸振器が、油影響に関連して、駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計されていることによって特徴付けられている。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置であって、少なくとも１つの入力体と、出力体と、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室内に配置された振動減衰装置とが設けられており、該振動減衰装置が、回転数適応型の動吸振器に連結されている形式のものに関する。
【０００２】
さらに、本発明は、少なくとも１つの入力体と、出力体と、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室、特にハイドロダイナミック式の構成要素の運転媒体によって通流される室内に配置された振動減衰装置とが設けられており、該振動減衰装置が、回転数適応型の動吸振器に連結されている、駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置の減衰特性を改善するための方法に関する。
【０００３】
原動機と被駆動装置との間のパワートレーンに設けられた力伝達装置は、種々異なる構成で公知先行技術に基づき公知である。原動機として内燃機関が使用される場合には、クランクシャフトに、回転運動に重畳するねじり運動が生ぜしめられる。このねじり運動の周波数はシャフトの回転数によって変化する。減少させるためには、動吸振器アッセンブリが使用される。この動吸振器アッセンブリは、ばね系を介して振動系に連結された付加質量体である。動吸振器もしくは制振器の作用形式は、規定された励振周波数で主質量体が静止し続けるのに対して、付加質量体は強抑制動を実施することに基づいている。しかし、励振周波数が原動機の回転数によって変化するのに対して、動吸振器の固有周波数はコンスタントに保たれているので、抑制効果は、規定された回転数でしか生ぜしめられない。このような形式のアッセンブリは、たとえばドイツ連邦共和国特許出願公開第１０２３６７５２号明細書に基づき公知である。この公知のアッセンブリでは、原動機が少なくとも１つの始動エレメント、特にクラッチまたはハイドロダイナミック式の回転数／トルクコンバータを介して１つまたはそれ以上の伝動装置部材に結合されている。この場合、振動性のばね−質量系はパワートレーンに直列に接続されておらず、パワートレーンに対して並列接続されている。これによって、パワートレーンの弾性が損なわれない。この振動性のばね−質量系は動吸振器として機能する。この動吸振器は、特に有利な構成によれば、コンバータロックアップクラッチに相俟って、このコンバータロックアップクラッチの接続時の万が一の力衝撃を回避するために、コンバータロックアップクラッチに対応配置されている。さらに、１つの改良態様によれば、始動エレメントに、２つのトーションダンパ段を備えたトーションダンパを後置することが提案されている。この場合、このトーションダンパはパワートレーンのパワーフローに位置している。この場合、ばね−質量系は第１のトーションダンパ段と第２のトーションダンパ段との間に配置される。これによって、特に良好な伝達特性が得られるようになっている。ばね−質量系は、広域の周波数帯に使用するために可変の固有周波数を有していてよい。この場合、この固有周波数には、制御または調整を介して影響を与えることができる。
【０００４】
さらに、ドイツ連邦共和国特許出願公開第１９７８１５８２号明細書の翻訳文（特開２０００−５０５５２９号公報）に基づき、液体クラッチと、この液体クラッチを跨ぐための装置とを有する力伝達装置が公知である。この場合、出力伝達装置の入力装置と出力装置との間の相対回動を制御するために働く機構アッセンブリが提案されている。
【０００５】
原動機の広域の回転数範囲、有利には回転数全範囲にわたる励振の作用を抑制するためには、ドイツ連邦共和国特許出願公開第１９８３１１６０号明細書に相応して、パワートレーンに回転数適応型の動吸振器が設けられる。この回転数適応型の動吸振器は、固有周波数が回転数に比例していることによって、ねじり振動をより大きな回転数範囲、理想的には、原動機の回転数全範囲にわたって抑制することができる。回転数適応型の動吸振器は、遠心力場における円錐振り子もしくは遠心振り子の原理により作業する。この円錐振り子もしくは遠心振り子は、公知の形式ですでに内燃機関に対するクランクシャフト振動を抑制するために使用される。円錐振り子もしくは遠心振り子では、慣性質量体が回転軸線を中心として揺動支承されている。慣性質量体は、ねじり運動の導入時に回転軸線を中心として可能な限り大きな間隔を置いて回動する。ねじり振動は、慣性質量体の相対振り子運動に繋がる。この場合、種々異なる系が公知である。これらの公知の系では、慣性質量体が、トルク導入軸線に対して相対的に１つの円形の運動軌道で純粋に並進運動させられるかまたは、ドイツ連邦共和国特許出願公開第１９８３１１６０号明細書に記載のように、運動軌道が、中心の位置からの慣性質量体の変位の増加につれて少なくとも部分的に変化する曲率半径を有している。
【０００６】
ハイドロダイナミック式の回転数／トルクコンバータと、このハイドロダイナミック式の回転数／トルクコンバータを介した出力伝達路を跨ぐための装置とを有する始動ユニットが、ドイツ連邦共和国特許出願公開第１９９２６６９６号明細書に基づき公知である。この公知の始動ユニットは少なくとも１つの付加質量体を有している。この付加質量体の重心は、伝動装置エレメントの相対的な位置に関連して、モーメント伝達経路の回動軸線に対して遠心力影響下で半径方向に変位可能である。
【０００７】
ドイツ連邦共和国特許出願公開第１０２００６０２８５５６号明細書に基づき、自動車のパワートレーンに設けられた、原動機と被駆動装置との間でのトルク伝達するためのトルク伝達装置が公知である。この公知のトルク伝達装置は、切換可能なクラッチ装置のほかに、少なくとも１つのねじり振動減衰装置を有している。このねじり振動減衰装置には、遠心振り子装置が対応配置されている。この遠心振り子装置は複数の振り子質量体を有している。これらの振り子質量体は走行ローラによって振り子質量体支持装置に対して相対的に運動可能にこの振り子質量体支持装置に枢着されている。
【０００８】
ハイドロダイナミック式の構成要素と、回転数適応型の動吸振器が連結された、組み込まれた振動減衰装置との力伝達装置の構成も同じくすでに公知先行技術に基づき公知である。しかし、回転数適応型の動吸振器の配置によって本来意図された絶縁効果が十分に得られないことが判った。
【０００９】
したがって、本発明の課題は、冒頭で述べた形式の力伝達装置、特にハイドロダイナミック式の構成要素と、回転数適応型の動吸振器を備えた少なくとも１つの振動減衰装置とを備えた力伝達装置を改良して、大きな回転数範囲にわたって回転むらを最適な形式で抑制することができ、したがって、まさに車両のパワートレーンへの使用時に原動機と協働するこのような形式の力伝達装置の全運転範囲にわたって、最適な走行特性、特に高い走行快適性を力伝達装置の伝達挙動によって保証することができるようにすることである。
【００１０】
この課題を解決するために本発明の力伝達装置では、回転数適応型の動吸振器が、油影響に関連して、駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計されているようにした。
【００１１】
本発明の力伝達装置の有利な態様によれば、回転数適応型の動吸振器の共振が、励振の次数ｑに合致しないように、次数オフセット値ｑＦが選択されている。
【００１２】
本発明の力伝達装置の有利な態様によれば、回転数適応型の動吸振器の有効次数ｑｅｆｆが、駆動装置の励振の次数ｑを０．０５〜０．５、有利には０．０５〜０．４、特に有利には０．０５〜０．３、全く特に有利には０．１４〜０．３の範囲内の次数オフセット値ｑＦだけ上回っている。
【００１３】
本発明の力伝達装置の有利な態様によれば、回転数適応型の動吸振器が、遠心振り子装置として形成されており、該遠心振り子装置が、慣性質量体支持装置を有しており、該慣性質量体支持装置が、該慣性質量体支持装置に対して相対的に運動可能に該慣性質量体支持装置に配置された慣性質量体を備えており、個々の慣性質量体の重心間隔Ｓが、駆動装置の励振の次数ｑの関数として規定され、有効次数ｑｅｆｆへのｑＦだけの次数オフセットが、次数オフセット値ｑＦに関連した重心間隔の変化を規定するように、回転数適応型の動吸振器が形成されていて、設計されている。
【００１４】
本発明の力伝達装置の有利な態様によれば、次数オフセット値ｑＦの量が、駆動装置の励振の次数ｑの変化に比例して変化するようになっている。
【００１５】
本発明の力伝達装置の有利な態様によれば、力伝達装置が、ハイドロダイナミック式の構成要素と、該ハイドロダイナミック式の構成要素を跨ぐための装置とを有しており、ハイドロダイナミック式の構成要素が、ポンプホイールとして機能する少なくとも１つの一次ホイールと、タービンホイールとして機能する二次ホイールとを備えており、両ホイールが、作業室を互いに形成しており、タービンホイールが、少なくとも間接的に力伝達装置の出力体に相対回動不能に結合されており、ハイドロダイナミック式の構成要素と、該ハイドロダイナミック式の構成要素を跨ぐための装置とが、それぞれ出力分岐路に配置されており、回転数適応型の動吸振器を備えた振動減衰装置が、少なくとも出力分岐路の一方に直列に接続されており、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室が、力伝達装置の内室によって形成されるようになっており、該内室が、ハイドロダイナミック式の構成要素の運転媒体によって通流されるようになっている。
【００１６】
さらに、前述した課題を解決するために本発明の方法では、回転数適応型の動吸振器を、油影響に関連して、駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計するようにした。
【００１７】
本発明の方法の有利な態様によれば、原動機の励振次数ｑを規定し、該励振次数ｑに対する回転数適応型の動吸振器のジオメトリを確定し、必要となる次数オフセット値ｑＦを規定し、該次数オフセット値ｑＦの関数としての動吸振器のジオメトリを検出する。
【００１８】
本発明による力伝達装置は、駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置であって、少なくとも１つの入力体と、出力体と、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室内に配置された振動減衰装置とが設けられており、この振動減衰装置が、回転数適応型の動吸振器に連結されている形式のものにおいて、回転数適応型の動吸振器が、その幾何学的な構成に対する油影響、特にその周辺における油影響に関連して、駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計されているために形成されていることを特徴としている。
【００１９】
この場合、本発明による回転数適応型の動吸振器とは、トルクを伝達せず、励振を極めて広域の範囲、有利には原動機の完全な回転数範囲にわたって抑制するために適した装置を意味している。回転数適応型の動吸振器の固有周波数は、回転数、特に励振する機械の回転数に比例している。
【００２０】
次数オフセットによって、より低い次数への動吸振器の次数のオフセットを招く個々の慣性質量体への回転する油の影響が一緒に考慮され、有利には完全に補償され、これによって、有効に作用する遠心力が、運転の間に回転する油なしの構成に比べて不変となり、原動機の励振次数における回転むらの所望の絶縁が完全に保証されている。手間のかかる制御手段が不要となり、動吸振器だけがそのジオメトリに関して、次数オフセット値だけ高められた次数に対して相応に設計される。この場合、幾何学的な調和次数は、公知先行技術の構成のように、励振の調和次数に相当しておらず、所定の次数オフセット値だけ高い値に相当している。
【００２１】
次数オフセット値ｑＦは、回転数適応型の動吸振器の共振が、励振の次数ｑに合致しないように選択される。次数オフセット値は、油充填された室内の油が遠心力影響下で動吸振器に作用することを考慮している。この作用は無視することができない。この場合、回転数適応型の動吸振器の有効次数ｑｅｆｆは、駆動装置の励振の次数ｑを次数オフセット値ｑＦだけ上回っている。この次数オフセット値ｑＦは、０．０５〜０．５、有利には０．０５〜０．４、特に有利には０．０５〜０．３、全く特に有利には０．１４〜０．３の範囲内にある。この場合、この範囲は、構成部材の精度に関する誤差規定の範囲外にあり、明らかな有効次数オフセットを生ぜしめる。
【００２２】
回転数適応型の動吸振器は遠心振り子装置として形成されている。この遠心振り子装置は慣性質量体支持装置を有している。この慣性質量体支持装置は、この慣性質量体支持装置に対して相対的に運動可能にこの慣性質量体支持装置に配置された慣性質量体を備えている。回転数適応型の動吸振器は、個々の慣性質量体の重心間隔Ｓが、駆動装置の励振の次数ｑの関数として規定されるように形成されていて、設計されている。公知先行技術に比べて高い次数値への動吸振器の変更された幾何学的な設計に繋がる次数オフセット値ｑＦによって、動吸振器は、変化させられた重心間隔によって特徴付けられている。個々の慣性質量体のこの有効重心間隔Ｓｅｆｆは、次数オフセット値に基づき生ぜしめられた量だけ重心の変位を描く。すなわち、有効重心間隔Ｓｅｆｆは、油影響が考慮されない同じ幾何学的な状況および同じ設計での重心間隔と、回転する油を考慮して生ぜしめられる偏差との総和に相当している。
【００２３】
回転数適応型の動吸振器の公知の幾何学的な形状では、有効重心間隔Ｓｅｆｆの関数として、少なくとも重心軌道の有効半径ならびに重心軌道中心点の有効半径が規定されてよい。
【００２４】
この場合、回転数適応型の動吸振器は４リンク振り子として形成されてもよいし、走行ローラを介して案内される慣性質量体を備えた転がり振り子として形成されてもよい。この場合、回転数適応型の動吸振器の公知の幾何学的な形状では、有効重心間隔Ｓｅｆｆの関数として、走行ローラの軌道半径Ｒｅｆｆが有効重心間隔Ｓｅｆｆから規定可能となる。
【００２５】
２次における励振を伴う駆動装置、たとえば４気筒内燃機関では、有利には約０．１４の次数オフセット値ｑＦが選択される。励振の次数が、たとえば６気筒内燃機関への原動機の変更によって変化する場合には、次数オフセット値ｑＦの量が駆動装置の励振の次数ｑの変化に比例して変化する。
【図面の簡単な説明】
【００２６】
【図１ａ】本発明により形成された力伝達装置の構成を概略的に簡単に示す図である。
【図１ｂ】本発明により形成された力伝達装置の特に有利な構成を軸方向断面図につき示す図である。
【図２】回転数適応型の動吸振器の構成を右方から例示的に示す図である。
【図３】公知先行技術による回転数適応型の動吸振器を備えたダンパの作用形式を線図につき示す図である。
【図４】回転数適応型の動吸振器を特徴付ける幾何学的な特性量を、回転数適応型の動吸振器を右方から見た一部につき示す図である。
【００２７】
本発明による解決手段を以下に図面につき説明する。
【００２８】
図１ａには、パワートレーン、特に車両のパワートレーンにおいて出力伝達するための本発明により形成された力伝達装置１の基本構造が概略的に簡単に示してある。この場合、この力伝達装置１は、たとえば内燃機関として形成されていてよい原動機１００と、被駆動装置１０１との間で出力伝達するために働く。このためには、力伝達装置１が、少なくとも１つの入力体Ｅと少なくとも１つの出力体Ａとを有している。この場合、入力体Ｅは原動機１００に少なくとも間接的に結合されており、出力体Ａは、たとえば伝動装置の形の駆動したいユニット１０１に少なくとも間接的に結合されている。この場合、「少なくとも間接的に」とは、連結が、直接的に、すなわち、介在された別の伝達エレメントなしに行われてもよいし、間接的に別の伝達エレメントを介して行われてもよいことを意味している。この場合、「入力体」および「出力体」という概念は、原動機から被駆動装置へのパワーフロー方向で見て、機能的な形式で解すべきものであり、構造上の詳細構成に限定されるものではない。
【００２９】
ダンパアッセンブリ２は、ダンパ段を形成する直列に接続可能な少なくとも２つのダンパ３，４と、回転数適応型の動吸振器５とを有している。この場合、「回転数適応型の動吸振器５」とは、回転むらを抑制するための装置を意味している。この装置は、出力伝達を行わず、慣性質量体が遠心力に起因してトルク導入軸線を中心として最大の間隔を置いて回動することによって、ねじり振動を比較的大きな回転数範囲、有利には回転数全範囲にわたって抑制することができる。この場合、回転数適応型の動吸振器５は遠心振り子装置によって形成される。動吸振器５の固有周波数は、励振するユニット、特に原動機１００の回転数に比例している。ねじり振動による回転運動の重畳は、慣性質量体の相対振り子運動に繋がる。本発明によれば、回転数適応型の動吸振器５が、パワーフローにおいて、ダンパアッセンブリ２を介した理論的に可能な少なくとも１つのパワーフロー方向で見て、ダンパアッセンブリ２の両ダンパ３，４の間に介在されている。この場合、個々のダンパ３，４を介した振動の減衰のほかに、回転数適応型の動吸振器５はそれぞれ異なる周波数において作業する。
【００３０】
別の構成要素を備えた力伝達装置内でのダンパ配置形態と結合形態とに対して複数の可能性が存在する。この場合、特にハイドロダイナミック式の構成要素６と、このハイドロダイナミック式の構成要素６を跨ぐための装置７とを備えた構成では、直列接続されたダンパ３，４を備えた構成または少なくとも弾性的なクラッチとしての直列接続されたダンパ３，４を備えた一方の構成要素を介した出力伝達時の構成と、弾性的なクラッチとしての一方のダンパ３；４の作用と動吸振器としての他方のダンパ４；３の作用とを備えた他方の構成要素を介した力伝達時の構成とが識別される。図１ａには、回転数適応型の動吸振器５が組み込まれたダンパアッセンブリ２を備えた力伝達装置１の特に有利な構成が示してある。この力伝達装置１は、少なくとも１つのハイドロダイナミック式の構成要素６と、このハイドロダイナミック式の構成要素６を介した力伝達を少なくとも部分的に迂回するための装置７とを有している。ハイドロダイナミック式の構成要素６は、入力体Ｅとの連結時にこの入力体Ｅから出力体Ａへのパワーフロー方向でポンプホイールＰとして機能する少なくとも１つの一次ホイールと、少なくとも間接的に出力体Ａに相対回動不能に連結された、入力体Ｅから出力体Ａへの出力伝達時にタービンホイールＴとして機能する二次ホイールとを有している。両ホイールは作業室ＡＲを形成している。ハイドロダイナミック式の構成要素６は、回転数変換によって作業するハイドロダイナミック式のクラッチとして形成されていてもよいし、特に有利な構成では、ハイドロダイナミック式の回転数／トルクコンバータとして形成されていてもよい。この場合、このハイドロダイナミック式の回転数／トルクコンバータを介した出力伝達時には、常に同時に回転数・トルク変換が行われる。この事例では、ハイドロダイナミック式の構成要素６が、少なくともさらに別の、いわゆる「ステータＬ」を有している。この場合、このステータＬは、構成に応じて、定置に支承されていてもよいし、回転可能に支承されていてもよい。さらに、ステータＬはワンウェイクラッチを介して支持されていてよい。この場合、ハイドロダイナミック式の構成要素６は入力体Ｅと出力体Ａとの間に配置されている。ハイドロダイナミック式の構成要素６は、このハイドロダイナミック式の構成要素６を介した入力体Ｅと出力体Ａとの間のパワーフローで見て、第１の出力分岐路Ｉを形成している。ハイドロダイナミック式の構成要素６を迂回するための装置７は、有利には、いわゆる「ロックアップクラッチ」の形で形成されている。このロックアップクラッチは、最も簡単な事例では、切換可能なクラッチ装置である。このクラッチ装置は、同期的に切換可能なクラッチ装置として形成されていてもよいし、クラッチ装置として形成されていてもよい。このクラッチ装置は、同じく入力体Ｅと出力体Ａとの間に配置されていて、クラッチ装置を介した出力伝達時に第２の出力分岐路ＩＩを形成している。この第２の出力分岐路ＩＩでは、出力伝達が機械的に行われる。この場合、ダンパアッセンブリ２は、入力体Ｅから出力体Ａのパワーフロー方向で装置７に後置されていて、さらに、ハイドロダイナミック式の構成要素６に後置されている。これによって、回転数適応型の動吸振器５が、入力体Ｅから出力体Ａへのパワーフロー方向で見て、ハイドロダイナミック式の構成要素６だけでなく、機械的なクラッチにも後置されている。このことは、遠心振り子の形の回転数適応型の動吸振器５が、ハイドロダイナミック式の構成要素６の、少なくとも所定の運転状態でタービンホイールＴとして機能する二次ホイールに少なくとも間接的に相対回動不能に結合されていることによって達成される。
【００３１】
図１ａには、直列に接続可能な２つのダンパ３，４の間に設けられた回転数適応型の動吸振器５を備えた力伝達装置１の第１の構成が示してある。この場合、ダンパ３，４は、少なくとも一方のパワーフロー方向、ここでは、両パワーフロー方向で直列に接続されていて、振動を減衰するための装置、すなわち、個々のダンパ３，４が実際にどのように形成されているかに関係なく、いわば弾性的なクラッチとして作用する。これに対して、図１ｂには、本発明により形成された別の力伝達装置が示してある。しかし、この場合、ここでは、両ダンパ３，４がその機能において、それぞれ一方の出力分岐路Ｉ；ＩＩにおける一方のパワーフロー方向でしか弾性的なクラッチとして直列に接続されていない。この場合、図１ｂによれば、直列に接続された両ダンパ３，４から成るアッセンブリが、入力体Ｅと出力体Ａとの間のパワーフロー方向におけるパワーフローで見て、機械的な出力分岐路ＩＩに常に後置されており、両ダンパ３，４が弾性的なクラッチとして作用するのに対して、ハイドロダイナミック的な出力分岐路では、第１のダンパ３が動吸振器として作用する。
【００３２】
図１ｂには、回転数適応型の動吸振器５が組み込まれて配置されて、高い機能集中を伴ったダンパアッセンブリ２が形成された特に有利な構造上の構成が示してある。回転数適応型の動吸振器５は遠心振り子装置８として形成されていて、１つ、有利には複数の慣性質量体を有している。これらの慣性質量体は、慣性質量体支持装置１０に対して相対的に運動可能にこの慣性質量体支持装置１０に支承されている。この場合、たとえば走行ローラ１１を介した支承が行われる。
【００３３】
出力体Ａは、ここでは、たとえば、自動車に用いられるパワートレーンへの使用時に同時に伝動装置入力軸によって形成されてよい単に暗示した軸２９によって形成されてもよいし、この軸２９に相対回動不能に連結可能なエレメント、特にハブ１２として形成されてもよい。このハブ１２はダンパハブとも呼ばれる。タービンホイールＴと出力体Ａとの連結は、ここでは、ダンパアッセンブリ２、特に第２のダンパ４を介して行われる。このダンパアッセンブリ２は、直列に接続可能な２つダンパ３，４を有している。この場合、両ダンパ３，４は、それぞれ１つのダンパ段を形成しており、両ダンパ段は互いに半径方向にずらされて配置されていて、したがって、第１の外側のダンパ段と、第２の内側のダンパ段とを形成している。ダンパ３，４は、ここでは、個別ダンパとして形成されている。しかし、直列ダンパまたは並列ダンパとしてのダンパ３，４の構成も可能である。この場合、有利には、空間・構成スペース節約的な配置を実現するために、第１の半径方向のダンパ段が半径方向外側のダンパ段として形成されている。すなわち、第１の半径方向外側のダンパ段が、第２の半径方向内側のダンパ段よりも大きな直径で配置されている。両ダンパ３，４もしくは両ダンパ３，４によって形成されたダンパ段は、入力体Ｅと出力体Ａとの間のパワーフローで見て、ロックアップクラッチの形の、ハイドロダイナミック式の構成要素６を迂回するための装置を介して直列に接続されている。この場合、ロックアップクラッチの形の直結のための装置７は、第１のクラッチ部材１３と第２のクラッチ部材１４とを有している。両クラッチ部材１３，１４は少なくとも間接的に互いに相対回動不能に作用結合可能である、すなわち、直接的に作用結合可能であるかまたは別の伝達エレメントを介して間接的に作用結合可能である。連結は、ここでは、摩擦対偶を介して行われる。この摩擦対偶は第１のクラッチ部材１３と第２のクラッチ部材１４とによって形成される。この場合、第１のクラッチ部材１３が、入力体Ｅに相対回動不能に少なくとも間接的に、有利には、入力体Ｅに直接結合されているのに対して、第２のクラッチ部材１４はダンパアッセンブリ２、特に第１のダンパ３に相対回動不能に少なくとも間接的に、有利には、第１のダンパ３の入力体に直接連結されている。第１のクラッチ部材１３と第２のクラッチ部材１４とは、図示の事例では、内摩擦板セットおよび外摩擦板セットを有している。この場合、ここでは、図示の事例において、内摩擦板セットが、軸方向で内摩擦板支持体に支承された内摩擦板から成っている。この内摩擦板は、軸方向に方向付けられた面領域を形成している。この面領域は、これに対して相補的な、第１のクラッチ部材１３の外摩擦板支持体に配置された外摩擦板における面領域に作用結合可能である。このためには、内摩擦板の少なくとも一部と、外摩擦板の少なくとも一部とが、軸方向で各摩擦板支持体に移動可能に支承されている。第２のクラッチ部材１４は、ここでは、入力体Ｅから出力体Ａへのパワーフロー方向でダンパ３の入力部材として機能するエレメントに連結されている。このエレメントは、たとえば一次部材１５と呼ばれる。さらに、第１のダンパ３は二次部材１６を有している。この場合、一次部材１５もしくは二次部材１６は、トルク伝達のための手段１７と、減衰連結のための手段１８とを介して互いに連結されている。この場合、この減衰連結のための手段１８は、トルク伝達のための手段１７、最も簡単な事例では、弾性的なエレメント１９，特にばねユニット２０によって形成される。この場合、一次部材１５と二次部材１６とは、周方向で互いに相対的に制限されて回動可能である。これは、第２のダンパ４にも類似して当てはまる。この第２のダンパ４は、ここでは、半径方向内側に位置するダンパひいては内側のダンパとして形成されている。第２のダンパ４も同じく一次部材２１と二次部材２２とを有している。この一次部材２１と二次部材２２とは、トルク伝達のための手段２３と、減衰連結のための手段２４とを介して互いに連結されている。この場合、一次部材２１と二次部材２２とは互いに同軸的に配置されていて、互いに相対的に制限されて周方向に相対的に回動可能である。ここでも、トルク伝達のための手段２３が、減衰連結のための手段２４によって形成されてもよいし、有利にはばねユニット２５の形の１つの構成エレメントに機能的にまとめられてもよい。この場合、両ダンパ３，４の一次部材１５；２１と二次部材１６；２２とは一体に形成されていてもよいし、複数の部分から形成されていてもよい。有利には、それぞれ一方が、互いに相対回動不能に連結された２つのディスクエレメントから形成されている。両ディスクエレメントの間には、それぞれ他方の部材（二次部材２２または一次部材２１）が配置されている。
【００３４】
図示の事例において、ここでは、それぞれ一次部材１５；２１が、入力体Ｅと出力体Ａとの間での出力伝達時に入力部材として機能するのに対して、二次部材１６；２２は各ダンパ３，４の出力部材として機能する。第１のダンパ３の入力部材ひいては一次部材１５は、連行フランジ３２の形の１つのディスク状のエレメントによって形成される。出力部材１６は、連行ディスク３３とも呼ばれる２つのディスク状のエレメントによって形成される。両エレメントは軸方向で一次部材１５の両側に配置されていて、互いに相対回動不能に連結されている。この場合、第１のダンパ３の二次部材１６は第２のダンパ４の一次部材２１に相対回動不能に結合されているかまたは第２のダンパ４の一次部材２１と共に１つの構成ユニットを形成している。この場合、一次部材２１と二次部材１６との間の一体の構成も可能である。第２のダンパ４の一次部材２１が、ここでは、連行ディスク３５とも呼ばれる２つのディスク状のエレメントによって形成されるのに対して、二次部材２２は、両エレメントの間に軸方向で配置された１つのディスク状のエレメント、特にフランジ３４、すなわち、中間ディスクによって形成される。この中間ディスクは出力体Ａ、ここでは、特にハブ１２に相対回動不能に結合されている。さらに、第２のダンパ４の一次部材２１はタービンホイールＴ、特にハイドロダイナミック式の構成要素６の二次ホイールに相対回動不能に結合されている。カップリング３０は、ここでは、最も簡単な事例において、摩擦接続的なかつ／または形状接続的な結合を介して行われる。図示の事例では、リベット締めの形の結合が選択されている。この場合、リベットは、押出し成形されたリベットとして形成されていてもよいし、別個のリベットとして形成されていてもよい。
【００３５】
回転数適応型の動吸振器５は、ダンパアッセンブリ２の１つのエレメント、特に第２のダンパ４の一次部材２１の少なくとも部分的な構成要素である。この場合、この構成では、一次部材２１の少なくとも一方の連行ディスク３５と、慣性質量体支持装置１０とが、１つの構成ユニットを形成しているかもしくは１つの構成部材によって形成される。このためには、連行ディスク３５が半径方向で内周面３６の方向に延長されていて、その延在長さで半径方向に第１のダンパ３の外周面２８の領域にまで延びているかまたは外周面２８の領域を越えて延びている。したがって、特に図１ｂに示した、軸方向および半径方向へのずれを伴った両ダンパ３，４の配置時には、これにより得られるかもしくは自由に提供される構成スペースを最適に使用することができる。
【００３６】
回転数適応型の動吸振器の構成は多様な形態で行うことができる。代わりに、ここでは、特にドイツ連邦共和国特許出願公開第１０２００６０２８５５６号明細書ならびにドイツ連邦共和国特許出願公開第１９８３１１６０号明細書を示唆しておく。これによって、回転数適応型の動吸振器の構成に関する両明細書の開示内容が完全に本願に一緒に取り込まれる。動吸振器は、ねじり振動を原動機の大きな回転数範囲、理想的には、回転数全範囲にわたって抑制することができる場合に回転数適応型となる。この場合、慣性質量体９．１，９．２は遠心力に起因してトルク導入軸線に対して可能な限り大きな半径を置いて運動する。ねじり振動による回転運動の重畳によって、慣性質量体９．１，９．２の相対振り子運動が生ぜしめられる。この慣性質量体９．１，９．２の位置は単に遠心力もしくは自重に基づき調整される。このことは、復元にも当てはまる。別個の復元力は存在しない。さらに、固有周波数が回転数に比例しており、これによって、軸回転数ｎに同じ形式で比例する周波数を備えたねじり振動が大きな回転数範囲にわたって抑制可能となる。この場合、動吸振器５では、慣性質量体９．１，９．２がハブ部材に対して相対的に１つの円形の運動軌道で純粋に並進運動させられる。ドイツ連邦共和国特許出願公開第１９８３１１６０号明細書に基づき、運動軌道が、たとえば、さらに、中心の位置からの慣性質量体９．１，９．２の変位の増加につれて少なくとも部分的に変化する曲率半径によって特徴付けられた構成が公知である。このことは、ドイツ連邦共和国特許出願公開第１０２００６０２８５５６号明細書に基づく構成にも当てはまる。このような形式の構成は、回転数適応型の動吸振器５の１つの構成として側面図で図２に例示してある。これは１つの例である。別の構成が可能である。ここには、慣性質量体支持装置１０としての１つのリングディスク状のエレメントの構成と、このエレメントに周方向に均一に分配されて配置された個々の慣性質量体９．１〜９．ｎとを認めることができる。図示の事例では、振り子質量体９．１１〜９．１４の形の４つの慣性質量体が運動可能に取り付けられている。これらの慣性質量体は、被覆された段付けピン２６と、走行ローラ２７とによって運動可能に振り子質量体支持装置１０に保持される。
【００３７】
本発明により形成された回転数適応型の動吸振器５は、その幾何学的な調和次数が誤差を考慮して原動機の励振次数に直接相当しておらず、回転数適応型の動吸振器５がより高い次数にオフセットされているように設計されていて、形成されている。すなわち、回転数適応型の動吸振器５が、励振の次数ｑよりも高い次数に設計されている。この場合、設計は、運転状態において機関の励振次数が遠心振り子の共振に合致しないように選択される。このことは、所定の次数オフセット値ｑＦだけの次数オフセットによって行われる。
【００３８】
仮に次数オフセットが与えられておらず、回転数適応型の動吸振器５が原動機による励振の次数ｑに設計されている場合、このことは、４つの気筒を備えた内燃機関では、たとえば２次に相当している。振動を減衰するための装置、特に減衰アッセンブリ２が、運転媒体、特に力伝達装置１の回転時の運転の間、回転する油環なしである室内に配置されている力伝達装置１では、図３に示した線図によれば、そこに実線によって示した曲線が得られる。これに対して、同じ設計でハイドロダイナミック式の構成要素６内の油の影響下での回転数適応型の動吸振器５の絶縁は破線によって示してある。ここから明らかであるように、同じ設計の場合、動吸振器５の次数のオフセットは油下でより低い次数値に行われる。この場合、動吸振器５の共振は、最も不利な事例では、機関の励振次数、ここでは、２次に合致する。さらに、一点鎖線によって、回転数適応型の動吸振器５なしのデュアルマスフライホイールの挙動が示してある。
【００３９】
発明者は、運転の間、それを介した出力伝達が行われようと行われまいと、運転媒体、特に油によって遠心的にまたは求心的に通流されるハイドロダイナミック式の構成要素を備えた力伝達装置において、回転する油質量体の油が動吸振器５、特に遠心振り子の機能に著しく作用することを認識した。この場合、特に慣性質量体と、回転する油との間に相対運動が生ぜしめられる。次数オフセット値ｑＦだけの抑制次数のオフセットに相当する、より高い次数値への幾何学的な調和次数の次数オフセットは、遠心力に抵抗する油影響から結果的に生じる作用を考慮している。
【００４０】
動吸振器は、通常、回転数、特に励振の回転数ｎに比例する固有周波数ｆ０Ｔｉｌｇｅｒを有しており、これによって、軸回転数ｎに同じく比例する周波数を備えたねじり振動が大きな回転数範囲にわたって抑制可能となる。この場合、ｆ０Ｔｉｌｇｅｒ＝ｑ・ｎが当てはまる。この場合、ｑが次数を成している。この次数は、たとえば４気筒機関として形成された周期的に作業する原動機の場合、値ｑ＝２になる。全作業サイクルを３６０゜の角度で見て個々のシリンダピストンユニットにおける運動の数に関して描くことができる多気筒を備えた機関では、励振の次数が、シリンダの個数Ｎを２で割った数に相当している。
【００４１】
さらに、動吸振器アッセンブリには、
【数１】
が当てはまり、抑制周波数には、
【数２】
が当てはまる。
【００４２】
したがって、全体的に小さな振動角に対して、以下の等式：すなわち、
【数３】
が得られる。この場合、
ω＝回転角速度であり、
ｆ０＝固有周波数であり、
Ｌ＝慣性質量体の枢着点と回転軸線ひいてはトルク導入軸線との間隔であり、
ｌ＝枢着点に対する慣性質量体の間隔、特に振り子長さである。
【００４３】
いま、回転数適応型の動吸振器５を、特に油充填された室に設けられたハイドロダイナミック式の構成要素としてのハイドロダイナミック式のクラッチまたはハイドロダイナミック式の回転数／トルクコンバータを備えた力伝達装置１への配置に対して設計したい場合には、次数オフセットが考慮されなければならない。この次数オフセットはｑＦで表される。この次数オフセットｑＦから、有効に調整しかつ有効に設定したい次数ｑｅｆｆ＝ｑ＋ｑＦが得られる。この次数ｑｅｆｆ＝ｑ＋ｑＦは、本発明によれば、０．０５〜０．５の間の範囲内に規定される。この場合、次数オフセットｑＦは、自由に選択可能な値として規定されていてもよいし、励振の個々の次数に対して、それぞれ固定の値が設定されていてもよい。
【００４４】
これらの関係の認識によって、回転数適応型の動吸振器５の最適な設計が可能となる。この場合、所望の抑制次数ｑが設定される。その後、この抑制次数ｑから、回転数適応型の動吸振器の幾何学的な形状が知られている場合、油影響を考慮して得られる有効次数ｑｅｆｆを規定することができる。この有効次数ｑｅｆｆの関数として、面セグメントに対する有効重心間隔Ｓｅｆｆを検出することができる。この有効重心間隔Ｓｅｆｆから、図４に相応の構成に対する個々の幾何学的な特性量が、以下の等式：すなわち、
重心軌道の有効半径
【数４】
重心軌道中心点の有効半径
【数５】
ローラの軌道半径
【数６】
により得られる。
【００４５】
油内、たとえばハイドロダイナミック式の構成要素内での回転数適応型の動吸振器の所望の絶縁が達成されるようにするためには、この回転数適応型の動吸振器が、より高い次数に設計されなければならない。すなわち、油、特に油圧による抑制次数のオフセットと、このオフセットから生じる力とが、設計時に一緒に考慮されなければならない。油による抑制次数のオフセットは、慣性質量体もしくは振り子質量体の重心のオフセットで表現することができるので、慣性質量体ジオメトリおよび重心の変化時には、油によるオフセットを十分に補償することができる。
【００４６】
本発明による方法は、以下に説明するように実現することができる。まず、励振の次数の検出が第１のステップで行われる。この検出に関連して、出発点として、０．０５〜０．５の範囲内にあるより高い次数へのオフセットが選択されることが重要となる。この場合、運転形式の間に一緒に運転される系では、設計が、乾いた遠心振り子の相応の理想状況に基づき行われる。この場合、０．０５〜０．５の範囲内にある次数オフセットが設定される。この次数オフセットに関連して、慣性質量体９．１１〜９．１４のジオメトリの認識時に結合点ひいては重心軌道が油影響を考慮して検出される。これに基づき、有効重心間隔Ｓｅｆｆが得られる。その後、この有効重心間隔Ｓｅｆｆで重心の枢着が行われる。その後、必要となる別の幾何学的な特性量、たとえば重心軌道の有効半径、重心軌道中心点の有効半径および走行ローラの軌道半径が規定可能になる。この場合、重心軌道は円軌道と異なって形成されていてよい。
【符号の説明】
【００４７】
１ 力伝達装置
２ ダンパアッセンブリ
３ ダンパ
４ ダンパ
５ 回転数適応型の動吸振器
６ ハイドロダイナミック式の構成要素
７ ハイドロダイナミック式の構成要素を跨ぐための装置
８ 遠心振り子
９ 慣性質量体
９．１，９．２，９．１１，９．１２，９．１３，９．１４ 慣性質量体
１０ 慣性質量体支持装置
１１ 走行ローラ
１２ ハブ部材
１３ 第１のクラッチ部材
１４ 第２のクラッチ部材
１５ 一次部材
１６ 二次部材
１７ トルク伝達のための手段
１８ 減衰連結のための手段
１９ 弾性的なエレメント
２０ ばねユニット
２１ 一次部材
２２ 二次部材
２３ トルク伝達のための手段
２４ 減衰連結のための手段
２５ ばねユニット
２６ 段付けピン
２７ 走行ローラ
２８ 外周面
２９ 軸
３０ カップリング
３２ 連行フランジ
３３ 連行ディスク
３４ 連行フランジ
３５ 連行ディスク
３６ 内周面
３７ 外周面
１００ 原動機
１０１ 被駆動装置
Ｅ 入力体
Ａ 出力体
Ｐ ポンプホイール
Ｔ タービンホイール
ＡＲ 作業室
Ｌ ステータ
Ｉ 第１の出力分岐路
ＩＩ 第２の出力分岐路
Ｓ 駆動装置の励振の次数ｑの関数としての重心間隔
Ｍ 質量
Ｓｅｆｆ 有効重心間隔
ρ 油密度
ｒ 慣性質量体の作用半径
ｌｅｆｆ 重心軌道の有効半径
Ｌｅｆｆ 重心軌道中心点の有効半径
【技術分野】
【０００１】
本発明は、駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置であって、少なくとも１つの入力体と、出力体と、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室内に配置された振動減衰装置とが設けられており、該振動減衰装置が、回転数適応型の動吸振器に連結されている形式のものに関する。
【０００２】
さらに、本発明は、少なくとも１つの入力体と、出力体と、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室、特にハイドロダイナミック式の構成要素の運転媒体によって通流される室内に配置された振動減衰装置とが設けられており、該振動減衰装置が、回転数適応型の動吸振器に連結されている、駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置の減衰特性を改善するための方法に関する。
【０００３】
原動機と被駆動装置との間のパワートレーンに設けられた力伝達装置は、種々異なる構成で公知先行技術に基づき公知である。原動機として内燃機関が使用される場合には、クランクシャフトに、回転運動に重畳するねじり運動が生ぜしめられる。このねじり運動の周波数はシャフトの回転数によって変化する。減少させるためには、動吸振器アッセンブリが使用される。この動吸振器アッセンブリは、ばね系を介して振動系に連結された付加質量体である。動吸振器もしくは制振器の作用形式は、規定された励振周波数で主質量体が静止し続けるのに対して、付加質量体は強抑制動を実施することに基づいている。しかし、励振周波数が原動機の回転数によって変化するのに対して、動吸振器の固有周波数はコンスタントに保たれているので、抑制効果は、規定された回転数でしか生ぜしめられない。このような形式のアッセンブリは、たとえばドイツ連邦共和国特許出願公開第１０２３６７５２号明細書に基づき公知である。この公知のアッセンブリでは、原動機が少なくとも１つの始動エレメント、特にクラッチまたはハイドロダイナミック式の回転数／トルクコンバータを介して１つまたはそれ以上の伝動装置部材に結合されている。この場合、振動性のばね−質量系はパワートレーンに直列に接続されておらず、パワートレーンに対して並列接続されている。これによって、パワートレーンの弾性が損なわれない。この振動性のばね−質量系は動吸振器として機能する。この動吸振器は、特に有利な構成によれば、コンバータロックアップクラッチに相俟って、このコンバータロックアップクラッチの接続時の万が一の力衝撃を回避するために、コンバータロックアップクラッチに対応配置されている。さらに、１つの改良態様によれば、始動エレメントに、２つのトーションダンパ段を備えたトーションダンパを後置することが提案されている。この場合、このトーションダンパはパワートレーンのパワーフローに位置している。この場合、ばね−質量系は第１のトーションダンパ段と第２のトーションダンパ段との間に配置される。これによって、特に良好な伝達特性が得られるようになっている。ばね−質量系は、広域の周波数帯に使用するために可変の固有周波数を有していてよい。この場合、この固有周波数には、制御または調整を介して影響を与えることができる。
【０００４】
さらに、ドイツ連邦共和国特許出願公開第１９７８１５８２号明細書の翻訳文（特開２０００−５０５５２９号公報）に基づき、液体クラッチと、この液体クラッチを跨ぐための装置とを有する力伝達装置が公知である。この場合、出力伝達装置の入力装置と出力装置との間の相対回動を制御するために働く機構アッセンブリが提案されている。
【０００５】
原動機の広域の回転数範囲、有利には回転数全範囲にわたる励振の作用を抑制するためには、ドイツ連邦共和国特許出願公開第１９８３１１６０号明細書に相応して、パワートレーンに回転数適応型の動吸振器が設けられる。この回転数適応型の動吸振器は、固有周波数が回転数に比例していることによって、ねじり振動をより大きな回転数範囲、理想的には、原動機の回転数全範囲にわたって抑制することができる。回転数適応型の動吸振器は、遠心力場における円錐振り子もしくは遠心振り子の原理により作業する。この円錐振り子もしくは遠心振り子は、公知の形式ですでに内燃機関に対するクランクシャフト振動を抑制するために使用される。円錐振り子もしくは遠心振り子では、慣性質量体が回転軸線を中心として揺動支承されている。慣性質量体は、ねじり運動の導入時に回転軸線を中心として可能な限り大きな間隔を置いて回動する。ねじり振動は、慣性質量体の相対振り子運動に繋がる。この場合、種々異なる系が公知である。これらの公知の系では、慣性質量体が、トルク導入軸線に対して相対的に１つの円形の運動軌道で純粋に並進運動させられるかまたは、ドイツ連邦共和国特許出願公開第１９８３１１６０号明細書に記載のように、運動軌道が、中心の位置からの慣性質量体の変位の増加につれて少なくとも部分的に変化する曲率半径を有している。
【０００６】
ハイドロダイナミック式の回転数／トルクコンバータと、このハイドロダイナミック式の回転数／トルクコンバータを介した出力伝達路を跨ぐための装置とを有する始動ユニットが、ドイツ連邦共和国特許出願公開第１９９２６６９６号明細書に基づき公知である。この公知の始動ユニットは少なくとも１つの付加質量体を有している。この付加質量体の重心は、伝動装置エレメントの相対的な位置に関連して、モーメント伝達経路の回動軸線に対して遠心力影響下で半径方向に変位可能である。
【０００７】
ドイツ連邦共和国特許出願公開第１０２００６０２８５５６号明細書に基づき、自動車のパワートレーンに設けられた、原動機と被駆動装置との間でのトルク伝達するためのトルク伝達装置が公知である。この公知のトルク伝達装置は、切換可能なクラッチ装置のほかに、少なくとも１つのねじり振動減衰装置を有している。このねじり振動減衰装置には、遠心振り子装置が対応配置されている。この遠心振り子装置は複数の振り子質量体を有している。これらの振り子質量体は走行ローラによって振り子質量体支持装置に対して相対的に運動可能にこの振り子質量体支持装置に枢着されている。
【０００８】
ハイドロダイナミック式の構成要素と、回転数適応型の動吸振器が連結された、組み込まれた振動減衰装置との力伝達装置の構成も同じくすでに公知先行技術に基づき公知である。しかし、回転数適応型の動吸振器の配置によって本来意図された絶縁効果が十分に得られないことが判った。
【０００９】
したがって、本発明の課題は、冒頭で述べた形式の力伝達装置、特にハイドロダイナミック式の構成要素と、回転数適応型の動吸振器を備えた少なくとも１つの振動減衰装置とを備えた力伝達装置を改良して、大きな回転数範囲にわたって回転むらを最適な形式で抑制することができ、したがって、まさに車両のパワートレーンへの使用時に原動機と協働するこのような形式の力伝達装置の全運転範囲にわたって、最適な走行特性、特に高い走行快適性を力伝達装置の伝達挙動によって保証することができるようにすることである。
【００１０】
この課題を解決するために本発明の力伝達装置では、回転数適応型の動吸振器が、油影響に関連して、駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計されているようにした。
【００１１】
本発明の力伝達装置の有利な態様によれば、回転数適応型の動吸振器の共振が、励振の次数ｑに合致しないように、次数オフセット値ｑＦが選択されている。
【００１２】
本発明の力伝達装置の有利な態様によれば、回転数適応型の動吸振器の有効次数ｑｅｆｆが、駆動装置の励振の次数ｑを０．０５〜０．５、有利には０．０５〜０．４、特に有利には０．０５〜０．３、全く特に有利には０．１４〜０．３の範囲内の次数オフセット値ｑＦだけ上回っている。
【００１３】
本発明の力伝達装置の有利な態様によれば、回転数適応型の動吸振器が、遠心振り子装置として形成されており、該遠心振り子装置が、慣性質量体支持装置を有しており、該慣性質量体支持装置が、該慣性質量体支持装置に対して相対的に運動可能に該慣性質量体支持装置に配置された慣性質量体を備えており、個々の慣性質量体の重心間隔Ｓが、駆動装置の励振の次数ｑの関数として規定され、有効次数ｑｅｆｆへのｑＦだけの次数オフセットが、次数オフセット値ｑＦに関連した重心間隔の変化を規定するように、回転数適応型の動吸振器が形成されていて、設計されている。
【００１４】
本発明の力伝達装置の有利な態様によれば、次数オフセット値ｑＦの量が、駆動装置の励振の次数ｑの変化に比例して変化するようになっている。
【００１５】
本発明の力伝達装置の有利な態様によれば、力伝達装置が、ハイドロダイナミック式の構成要素と、該ハイドロダイナミック式の構成要素を跨ぐための装置とを有しており、ハイドロダイナミック式の構成要素が、ポンプホイールとして機能する少なくとも１つの一次ホイールと、タービンホイールとして機能する二次ホイールとを備えており、両ホイールが、作業室を互いに形成しており、タービンホイールが、少なくとも間接的に力伝達装置の出力体に相対回動不能に結合されており、ハイドロダイナミック式の構成要素と、該ハイドロダイナミック式の構成要素を跨ぐための装置とが、それぞれ出力分岐路に配置されており、回転数適応型の動吸振器を備えた振動減衰装置が、少なくとも出力分岐路の一方に直列に接続されており、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室が、力伝達装置の内室によって形成されるようになっており、該内室が、ハイドロダイナミック式の構成要素の運転媒体によって通流されるようになっている。
【００１６】
さらに、前述した課題を解決するために本発明の方法では、回転数適応型の動吸振器を、油影響に関連して、駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計するようにした。
【００１７】
本発明の方法の有利な態様によれば、原動機の励振次数ｑを規定し、該励振次数ｑに対する回転数適応型の動吸振器のジオメトリを確定し、必要となる次数オフセット値ｑＦを規定し、該次数オフセット値ｑＦの関数としての動吸振器のジオメトリを検出する。
【００１８】
本発明による力伝達装置は、駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置であって、少なくとも１つの入力体と、出力体と、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室内に配置された振動減衰装置とが設けられており、この振動減衰装置が、回転数適応型の動吸振器に連結されている形式のものにおいて、回転数適応型の動吸振器が、その幾何学的な構成に対する油影響、特にその周辺における油影響に関連して、駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計されているために形成されていることを特徴としている。
【００１９】
この場合、本発明による回転数適応型の動吸振器とは、トルクを伝達せず、励振を極めて広域の範囲、有利には原動機の完全な回転数範囲にわたって抑制するために適した装置を意味している。回転数適応型の動吸振器の固有周波数は、回転数、特に励振する機械の回転数に比例している。
【００２０】
次数オフセットによって、より低い次数への動吸振器の次数のオフセットを招く個々の慣性質量体への回転する油の影響が一緒に考慮され、有利には完全に補償され、これによって、有効に作用する遠心力が、運転の間に回転する油なしの構成に比べて不変となり、原動機の励振次数における回転むらの所望の絶縁が完全に保証されている。手間のかかる制御手段が不要となり、動吸振器だけがそのジオメトリに関して、次数オフセット値だけ高められた次数に対して相応に設計される。この場合、幾何学的な調和次数は、公知先行技術の構成のように、励振の調和次数に相当しておらず、所定の次数オフセット値だけ高い値に相当している。
【００２１】
次数オフセット値ｑＦは、回転数適応型の動吸振器の共振が、励振の次数ｑに合致しないように選択される。次数オフセット値は、油充填された室内の油が遠心力影響下で動吸振器に作用することを考慮している。この作用は無視することができない。この場合、回転数適応型の動吸振器の有効次数ｑｅｆｆは、駆動装置の励振の次数ｑを次数オフセット値ｑＦだけ上回っている。この次数オフセット値ｑＦは、０．０５〜０．５、有利には０．０５〜０．４、特に有利には０．０５〜０．３、全く特に有利には０．１４〜０．３の範囲内にある。この場合、この範囲は、構成部材の精度に関する誤差規定の範囲外にあり、明らかな有効次数オフセットを生ぜしめる。
【００２２】
回転数適応型の動吸振器は遠心振り子装置として形成されている。この遠心振り子装置は慣性質量体支持装置を有している。この慣性質量体支持装置は、この慣性質量体支持装置に対して相対的に運動可能にこの慣性質量体支持装置に配置された慣性質量体を備えている。回転数適応型の動吸振器は、個々の慣性質量体の重心間隔Ｓが、駆動装置の励振の次数ｑの関数として規定されるように形成されていて、設計されている。公知先行技術に比べて高い次数値への動吸振器の変更された幾何学的な設計に繋がる次数オフセット値ｑＦによって、動吸振器は、変化させられた重心間隔によって特徴付けられている。個々の慣性質量体のこの有効重心間隔Ｓｅｆｆは、次数オフセット値に基づき生ぜしめられた量だけ重心の変位を描く。すなわち、有効重心間隔Ｓｅｆｆは、油影響が考慮されない同じ幾何学的な状況および同じ設計での重心間隔と、回転する油を考慮して生ぜしめられる偏差との総和に相当している。
【００２３】
回転数適応型の動吸振器の公知の幾何学的な形状では、有効重心間隔Ｓｅｆｆの関数として、少なくとも重心軌道の有効半径ならびに重心軌道中心点の有効半径が規定されてよい。
【００２４】
この場合、回転数適応型の動吸振器は４リンク振り子として形成されてもよいし、走行ローラを介して案内される慣性質量体を備えた転がり振り子として形成されてもよい。この場合、回転数適応型の動吸振器の公知の幾何学的な形状では、有効重心間隔Ｓｅｆｆの関数として、走行ローラの軌道半径Ｒｅｆｆが有効重心間隔Ｓｅｆｆから規定可能となる。
【００２５】
２次における励振を伴う駆動装置、たとえば４気筒内燃機関では、有利には約０．１４の次数オフセット値ｑＦが選択される。励振の次数が、たとえば６気筒内燃機関への原動機の変更によって変化する場合には、次数オフセット値ｑＦの量が駆動装置の励振の次数ｑの変化に比例して変化する。
【図面の簡単な説明】
【００２６】
【図１ａ】本発明により形成された力伝達装置の構成を概略的に簡単に示す図である。
【図１ｂ】本発明により形成された力伝達装置の特に有利な構成を軸方向断面図につき示す図である。
【図２】回転数適応型の動吸振器の構成を右方から例示的に示す図である。
【図３】公知先行技術による回転数適応型の動吸振器を備えたダンパの作用形式を線図につき示す図である。
【図４】回転数適応型の動吸振器を特徴付ける幾何学的な特性量を、回転数適応型の動吸振器を右方から見た一部につき示す図である。
【００２７】
本発明による解決手段を以下に図面につき説明する。
【００２８】
図１ａには、パワートレーン、特に車両のパワートレーンにおいて出力伝達するための本発明により形成された力伝達装置１の基本構造が概略的に簡単に示してある。この場合、この力伝達装置１は、たとえば内燃機関として形成されていてよい原動機１００と、被駆動装置１０１との間で出力伝達するために働く。このためには、力伝達装置１が、少なくとも１つの入力体Ｅと少なくとも１つの出力体Ａとを有している。この場合、入力体Ｅは原動機１００に少なくとも間接的に結合されており、出力体Ａは、たとえば伝動装置の形の駆動したいユニット１０１に少なくとも間接的に結合されている。この場合、「少なくとも間接的に」とは、連結が、直接的に、すなわち、介在された別の伝達エレメントなしに行われてもよいし、間接的に別の伝達エレメントを介して行われてもよいことを意味している。この場合、「入力体」および「出力体」という概念は、原動機から被駆動装置へのパワーフロー方向で見て、機能的な形式で解すべきものであり、構造上の詳細構成に限定されるものではない。
【００２９】
ダンパアッセンブリ２は、ダンパ段を形成する直列に接続可能な少なくとも２つのダンパ３，４と、回転数適応型の動吸振器５とを有している。この場合、「回転数適応型の動吸振器５」とは、回転むらを抑制するための装置を意味している。この装置は、出力伝達を行わず、慣性質量体が遠心力に起因してトルク導入軸線を中心として最大の間隔を置いて回動することによって、ねじり振動を比較的大きな回転数範囲、有利には回転数全範囲にわたって抑制することができる。この場合、回転数適応型の動吸振器５は遠心振り子装置によって形成される。動吸振器５の固有周波数は、励振するユニット、特に原動機１００の回転数に比例している。ねじり振動による回転運動の重畳は、慣性質量体の相対振り子運動に繋がる。本発明によれば、回転数適応型の動吸振器５が、パワーフローにおいて、ダンパアッセンブリ２を介した理論的に可能な少なくとも１つのパワーフロー方向で見て、ダンパアッセンブリ２の両ダンパ３，４の間に介在されている。この場合、個々のダンパ３，４を介した振動の減衰のほかに、回転数適応型の動吸振器５はそれぞれ異なる周波数において作業する。
【００３０】
別の構成要素を備えた力伝達装置内でのダンパ配置形態と結合形態とに対して複数の可能性が存在する。この場合、特にハイドロダイナミック式の構成要素６と、このハイドロダイナミック式の構成要素６を跨ぐための装置７とを備えた構成では、直列接続されたダンパ３，４を備えた構成または少なくとも弾性的なクラッチとしての直列接続されたダンパ３，４を備えた一方の構成要素を介した出力伝達時の構成と、弾性的なクラッチとしての一方のダンパ３；４の作用と動吸振器としての他方のダンパ４；３の作用とを備えた他方の構成要素を介した力伝達時の構成とが識別される。図１ａには、回転数適応型の動吸振器５が組み込まれたダンパアッセンブリ２を備えた力伝達装置１の特に有利な構成が示してある。この力伝達装置１は、少なくとも１つのハイドロダイナミック式の構成要素６と、このハイドロダイナミック式の構成要素６を介した力伝達を少なくとも部分的に迂回するための装置７とを有している。ハイドロダイナミック式の構成要素６は、入力体Ｅとの連結時にこの入力体Ｅから出力体Ａへのパワーフロー方向でポンプホイールＰとして機能する少なくとも１つの一次ホイールと、少なくとも間接的に出力体Ａに相対回動不能に連結された、入力体Ｅから出力体Ａへの出力伝達時にタービンホイールＴとして機能する二次ホイールとを有している。両ホイールは作業室ＡＲを形成している。ハイドロダイナミック式の構成要素６は、回転数変換によって作業するハイドロダイナミック式のクラッチとして形成されていてもよいし、特に有利な構成では、ハイドロダイナミック式の回転数／トルクコンバータとして形成されていてもよい。この場合、このハイドロダイナミック式の回転数／トルクコンバータを介した出力伝達時には、常に同時に回転数・トルク変換が行われる。この事例では、ハイドロダイナミック式の構成要素６が、少なくともさらに別の、いわゆる「ステータＬ」を有している。この場合、このステータＬは、構成に応じて、定置に支承されていてもよいし、回転可能に支承されていてもよい。さらに、ステータＬはワンウェイクラッチを介して支持されていてよい。この場合、ハイドロダイナミック式の構成要素６は入力体Ｅと出力体Ａとの間に配置されている。ハイドロダイナミック式の構成要素６は、このハイドロダイナミック式の構成要素６を介した入力体Ｅと出力体Ａとの間のパワーフローで見て、第１の出力分岐路Ｉを形成している。ハイドロダイナミック式の構成要素６を迂回するための装置７は、有利には、いわゆる「ロックアップクラッチ」の形で形成されている。このロックアップクラッチは、最も簡単な事例では、切換可能なクラッチ装置である。このクラッチ装置は、同期的に切換可能なクラッチ装置として形成されていてもよいし、クラッチ装置として形成されていてもよい。このクラッチ装置は、同じく入力体Ｅと出力体Ａとの間に配置されていて、クラッチ装置を介した出力伝達時に第２の出力分岐路ＩＩを形成している。この第２の出力分岐路ＩＩでは、出力伝達が機械的に行われる。この場合、ダンパアッセンブリ２は、入力体Ｅから出力体Ａのパワーフロー方向で装置７に後置されていて、さらに、ハイドロダイナミック式の構成要素６に後置されている。これによって、回転数適応型の動吸振器５が、入力体Ｅから出力体Ａへのパワーフロー方向で見て、ハイドロダイナミック式の構成要素６だけでなく、機械的なクラッチにも後置されている。このことは、遠心振り子の形の回転数適応型の動吸振器５が、ハイドロダイナミック式の構成要素６の、少なくとも所定の運転状態でタービンホイールＴとして機能する二次ホイールに少なくとも間接的に相対回動不能に結合されていることによって達成される。
【００３１】
図１ａには、直列に接続可能な２つのダンパ３，４の間に設けられた回転数適応型の動吸振器５を備えた力伝達装置１の第１の構成が示してある。この場合、ダンパ３，４は、少なくとも一方のパワーフロー方向、ここでは、両パワーフロー方向で直列に接続されていて、振動を減衰するための装置、すなわち、個々のダンパ３，４が実際にどのように形成されているかに関係なく、いわば弾性的なクラッチとして作用する。これに対して、図１ｂには、本発明により形成された別の力伝達装置が示してある。しかし、この場合、ここでは、両ダンパ３，４がその機能において、それぞれ一方の出力分岐路Ｉ；ＩＩにおける一方のパワーフロー方向でしか弾性的なクラッチとして直列に接続されていない。この場合、図１ｂによれば、直列に接続された両ダンパ３，４から成るアッセンブリが、入力体Ｅと出力体Ａとの間のパワーフロー方向におけるパワーフローで見て、機械的な出力分岐路ＩＩに常に後置されており、両ダンパ３，４が弾性的なクラッチとして作用するのに対して、ハイドロダイナミック的な出力分岐路では、第１のダンパ３が動吸振器として作用する。
【００３２】
図１ｂには、回転数適応型の動吸振器５が組み込まれて配置されて、高い機能集中を伴ったダンパアッセンブリ２が形成された特に有利な構造上の構成が示してある。回転数適応型の動吸振器５は遠心振り子装置８として形成されていて、１つ、有利には複数の慣性質量体を有している。これらの慣性質量体は、慣性質量体支持装置１０に対して相対的に運動可能にこの慣性質量体支持装置１０に支承されている。この場合、たとえば走行ローラ１１を介した支承が行われる。
【００３３】
出力体Ａは、ここでは、たとえば、自動車に用いられるパワートレーンへの使用時に同時に伝動装置入力軸によって形成されてよい単に暗示した軸２９によって形成されてもよいし、この軸２９に相対回動不能に連結可能なエレメント、特にハブ１２として形成されてもよい。このハブ１２はダンパハブとも呼ばれる。タービンホイールＴと出力体Ａとの連結は、ここでは、ダンパアッセンブリ２、特に第２のダンパ４を介して行われる。このダンパアッセンブリ２は、直列に接続可能な２つダンパ３，４を有している。この場合、両ダンパ３，４は、それぞれ１つのダンパ段を形成しており、両ダンパ段は互いに半径方向にずらされて配置されていて、したがって、第１の外側のダンパ段と、第２の内側のダンパ段とを形成している。ダンパ３，４は、ここでは、個別ダンパとして形成されている。しかし、直列ダンパまたは並列ダンパとしてのダンパ３，４の構成も可能である。この場合、有利には、空間・構成スペース節約的な配置を実現するために、第１の半径方向のダンパ段が半径方向外側のダンパ段として形成されている。すなわち、第１の半径方向外側のダンパ段が、第２の半径方向内側のダンパ段よりも大きな直径で配置されている。両ダンパ３，４もしくは両ダンパ３，４によって形成されたダンパ段は、入力体Ｅと出力体Ａとの間のパワーフローで見て、ロックアップクラッチの形の、ハイドロダイナミック式の構成要素６を迂回するための装置を介して直列に接続されている。この場合、ロックアップクラッチの形の直結のための装置７は、第１のクラッチ部材１３と第２のクラッチ部材１４とを有している。両クラッチ部材１３，１４は少なくとも間接的に互いに相対回動不能に作用結合可能である、すなわち、直接的に作用結合可能であるかまたは別の伝達エレメントを介して間接的に作用結合可能である。連結は、ここでは、摩擦対偶を介して行われる。この摩擦対偶は第１のクラッチ部材１３と第２のクラッチ部材１４とによって形成される。この場合、第１のクラッチ部材１３が、入力体Ｅに相対回動不能に少なくとも間接的に、有利には、入力体Ｅに直接結合されているのに対して、第２のクラッチ部材１４はダンパアッセンブリ２、特に第１のダンパ３に相対回動不能に少なくとも間接的に、有利には、第１のダンパ３の入力体に直接連結されている。第１のクラッチ部材１３と第２のクラッチ部材１４とは、図示の事例では、内摩擦板セットおよび外摩擦板セットを有している。この場合、ここでは、図示の事例において、内摩擦板セットが、軸方向で内摩擦板支持体に支承された内摩擦板から成っている。この内摩擦板は、軸方向に方向付けられた面領域を形成している。この面領域は、これに対して相補的な、第１のクラッチ部材１３の外摩擦板支持体に配置された外摩擦板における面領域に作用結合可能である。このためには、内摩擦板の少なくとも一部と、外摩擦板の少なくとも一部とが、軸方向で各摩擦板支持体に移動可能に支承されている。第２のクラッチ部材１４は、ここでは、入力体Ｅから出力体Ａへのパワーフロー方向でダンパ３の入力部材として機能するエレメントに連結されている。このエレメントは、たとえば一次部材１５と呼ばれる。さらに、第１のダンパ３は二次部材１６を有している。この場合、一次部材１５もしくは二次部材１６は、トルク伝達のための手段１７と、減衰連結のための手段１８とを介して互いに連結されている。この場合、この減衰連結のための手段１８は、トルク伝達のための手段１７、最も簡単な事例では、弾性的なエレメント１９，特にばねユニット２０によって形成される。この場合、一次部材１５と二次部材１６とは、周方向で互いに相対的に制限されて回動可能である。これは、第２のダンパ４にも類似して当てはまる。この第２のダンパ４は、ここでは、半径方向内側に位置するダンパひいては内側のダンパとして形成されている。第２のダンパ４も同じく一次部材２１と二次部材２２とを有している。この一次部材２１と二次部材２２とは、トルク伝達のための手段２３と、減衰連結のための手段２４とを介して互いに連結されている。この場合、一次部材２１と二次部材２２とは互いに同軸的に配置されていて、互いに相対的に制限されて周方向に相対的に回動可能である。ここでも、トルク伝達のための手段２３が、減衰連結のための手段２４によって形成されてもよいし、有利にはばねユニット２５の形の１つの構成エレメントに機能的にまとめられてもよい。この場合、両ダンパ３，４の一次部材１５；２１と二次部材１６；２２とは一体に形成されていてもよいし、複数の部分から形成されていてもよい。有利には、それぞれ一方が、互いに相対回動不能に連結された２つのディスクエレメントから形成されている。両ディスクエレメントの間には、それぞれ他方の部材（二次部材２２または一次部材２１）が配置されている。
【００３４】
図示の事例において、ここでは、それぞれ一次部材１５；２１が、入力体Ｅと出力体Ａとの間での出力伝達時に入力部材として機能するのに対して、二次部材１６；２２は各ダンパ３，４の出力部材として機能する。第１のダンパ３の入力部材ひいては一次部材１５は、連行フランジ３２の形の１つのディスク状のエレメントによって形成される。出力部材１６は、連行ディスク３３とも呼ばれる２つのディスク状のエレメントによって形成される。両エレメントは軸方向で一次部材１５の両側に配置されていて、互いに相対回動不能に連結されている。この場合、第１のダンパ３の二次部材１６は第２のダンパ４の一次部材２１に相対回動不能に結合されているかまたは第２のダンパ４の一次部材２１と共に１つの構成ユニットを形成している。この場合、一次部材２１と二次部材１６との間の一体の構成も可能である。第２のダンパ４の一次部材２１が、ここでは、連行ディスク３５とも呼ばれる２つのディスク状のエレメントによって形成されるのに対して、二次部材２２は、両エレメントの間に軸方向で配置された１つのディスク状のエレメント、特にフランジ３４、すなわち、中間ディスクによって形成される。この中間ディスクは出力体Ａ、ここでは、特にハブ１２に相対回動不能に結合されている。さらに、第２のダンパ４の一次部材２１はタービンホイールＴ、特にハイドロダイナミック式の構成要素６の二次ホイールに相対回動不能に結合されている。カップリング３０は、ここでは、最も簡単な事例において、摩擦接続的なかつ／または形状接続的な結合を介して行われる。図示の事例では、リベット締めの形の結合が選択されている。この場合、リベットは、押出し成形されたリベットとして形成されていてもよいし、別個のリベットとして形成されていてもよい。
【００３５】
回転数適応型の動吸振器５は、ダンパアッセンブリ２の１つのエレメント、特に第２のダンパ４の一次部材２１の少なくとも部分的な構成要素である。この場合、この構成では、一次部材２１の少なくとも一方の連行ディスク３５と、慣性質量体支持装置１０とが、１つの構成ユニットを形成しているかもしくは１つの構成部材によって形成される。このためには、連行ディスク３５が半径方向で内周面３６の方向に延長されていて、その延在長さで半径方向に第１のダンパ３の外周面２８の領域にまで延びているかまたは外周面２８の領域を越えて延びている。したがって、特に図１ｂに示した、軸方向および半径方向へのずれを伴った両ダンパ３，４の配置時には、これにより得られるかもしくは自由に提供される構成スペースを最適に使用することができる。
【００３６】
回転数適応型の動吸振器の構成は多様な形態で行うことができる。代わりに、ここでは、特にドイツ連邦共和国特許出願公開第１０２００６０２８５５６号明細書ならびにドイツ連邦共和国特許出願公開第１９８３１１６０号明細書を示唆しておく。これによって、回転数適応型の動吸振器の構成に関する両明細書の開示内容が完全に本願に一緒に取り込まれる。動吸振器は、ねじり振動を原動機の大きな回転数範囲、理想的には、回転数全範囲にわたって抑制することができる場合に回転数適応型となる。この場合、慣性質量体９．１，９．２は遠心力に起因してトルク導入軸線に対して可能な限り大きな半径を置いて運動する。ねじり振動による回転運動の重畳によって、慣性質量体９．１，９．２の相対振り子運動が生ぜしめられる。この慣性質量体９．１，９．２の位置は単に遠心力もしくは自重に基づき調整される。このことは、復元にも当てはまる。別個の復元力は存在しない。さらに、固有周波数が回転数に比例しており、これによって、軸回転数ｎに同じ形式で比例する周波数を備えたねじり振動が大きな回転数範囲にわたって抑制可能となる。この場合、動吸振器５では、慣性質量体９．１，９．２がハブ部材に対して相対的に１つの円形の運動軌道で純粋に並進運動させられる。ドイツ連邦共和国特許出願公開第１９８３１１６０号明細書に基づき、運動軌道が、たとえば、さらに、中心の位置からの慣性質量体９．１，９．２の変位の増加につれて少なくとも部分的に変化する曲率半径によって特徴付けられた構成が公知である。このことは、ドイツ連邦共和国特許出願公開第１０２００６０２８５５６号明細書に基づく構成にも当てはまる。このような形式の構成は、回転数適応型の動吸振器５の１つの構成として側面図で図２に例示してある。これは１つの例である。別の構成が可能である。ここには、慣性質量体支持装置１０としての１つのリングディスク状のエレメントの構成と、このエレメントに周方向に均一に分配されて配置された個々の慣性質量体９．１〜９．ｎとを認めることができる。図示の事例では、振り子質量体９．１１〜９．１４の形の４つの慣性質量体が運動可能に取り付けられている。これらの慣性質量体は、被覆された段付けピン２６と、走行ローラ２７とによって運動可能に振り子質量体支持装置１０に保持される。
【００３７】
本発明により形成された回転数適応型の動吸振器５は、その幾何学的な調和次数が誤差を考慮して原動機の励振次数に直接相当しておらず、回転数適応型の動吸振器５がより高い次数にオフセットされているように設計されていて、形成されている。すなわち、回転数適応型の動吸振器５が、励振の次数ｑよりも高い次数に設計されている。この場合、設計は、運転状態において機関の励振次数が遠心振り子の共振に合致しないように選択される。このことは、所定の次数オフセット値ｑＦだけの次数オフセットによって行われる。
【００３８】
仮に次数オフセットが与えられておらず、回転数適応型の動吸振器５が原動機による励振の次数ｑに設計されている場合、このことは、４つの気筒を備えた内燃機関では、たとえば２次に相当している。振動を減衰するための装置、特に減衰アッセンブリ２が、運転媒体、特に力伝達装置１の回転時の運転の間、回転する油環なしである室内に配置されている力伝達装置１では、図３に示した線図によれば、そこに実線によって示した曲線が得られる。これに対して、同じ設計でハイドロダイナミック式の構成要素６内の油の影響下での回転数適応型の動吸振器５の絶縁は破線によって示してある。ここから明らかであるように、同じ設計の場合、動吸振器５の次数のオフセットは油下でより低い次数値に行われる。この場合、動吸振器５の共振は、最も不利な事例では、機関の励振次数、ここでは、２次に合致する。さらに、一点鎖線によって、回転数適応型の動吸振器５なしのデュアルマスフライホイールの挙動が示してある。
【００３９】
発明者は、運転の間、それを介した出力伝達が行われようと行われまいと、運転媒体、特に油によって遠心的にまたは求心的に通流されるハイドロダイナミック式の構成要素を備えた力伝達装置において、回転する油質量体の油が動吸振器５、特に遠心振り子の機能に著しく作用することを認識した。この場合、特に慣性質量体と、回転する油との間に相対運動が生ぜしめられる。次数オフセット値ｑＦだけの抑制次数のオフセットに相当する、より高い次数値への幾何学的な調和次数の次数オフセットは、遠心力に抵抗する油影響から結果的に生じる作用を考慮している。
【００４０】
動吸振器は、通常、回転数、特に励振の回転数ｎに比例する固有周波数ｆ０Ｔｉｌｇｅｒを有しており、これによって、軸回転数ｎに同じく比例する周波数を備えたねじり振動が大きな回転数範囲にわたって抑制可能となる。この場合、ｆ０Ｔｉｌｇｅｒ＝ｑ・ｎが当てはまる。この場合、ｑが次数を成している。この次数は、たとえば４気筒機関として形成された周期的に作業する原動機の場合、値ｑ＝２になる。全作業サイクルを３６０゜の角度で見て個々のシリンダピストンユニットにおける運動の数に関して描くことができる多気筒を備えた機関では、励振の次数が、シリンダの個数Ｎを２で割った数に相当している。
【００４１】
さらに、動吸振器アッセンブリには、
【数１】
が当てはまり、抑制周波数には、
【数２】
が当てはまる。
【００４２】
したがって、全体的に小さな振動角に対して、以下の等式：すなわち、
【数３】
が得られる。この場合、
ω＝回転角速度であり、
ｆ０＝固有周波数であり、
Ｌ＝慣性質量体の枢着点と回転軸線ひいてはトルク導入軸線との間隔であり、
ｌ＝枢着点に対する慣性質量体の間隔、特に振り子長さである。
【００４３】
いま、回転数適応型の動吸振器５を、特に油充填された室に設けられたハイドロダイナミック式の構成要素としてのハイドロダイナミック式のクラッチまたはハイドロダイナミック式の回転数／トルクコンバータを備えた力伝達装置１への配置に対して設計したい場合には、次数オフセットが考慮されなければならない。この次数オフセットはｑＦで表される。この次数オフセットｑＦから、有効に調整しかつ有効に設定したい次数ｑｅｆｆ＝ｑ＋ｑＦが得られる。この次数ｑｅｆｆ＝ｑ＋ｑＦは、本発明によれば、０．０５〜０．５の間の範囲内に規定される。この場合、次数オフセットｑＦは、自由に選択可能な値として規定されていてもよいし、励振の個々の次数に対して、それぞれ固定の値が設定されていてもよい。
【００４４】
これらの関係の認識によって、回転数適応型の動吸振器５の最適な設計が可能となる。この場合、所望の抑制次数ｑが設定される。その後、この抑制次数ｑから、回転数適応型の動吸振器の幾何学的な形状が知られている場合、油影響を考慮して得られる有効次数ｑｅｆｆを規定することができる。この有効次数ｑｅｆｆの関数として、面セグメントに対する有効重心間隔Ｓｅｆｆを検出することができる。この有効重心間隔Ｓｅｆｆから、図４に相応の構成に対する個々の幾何学的な特性量が、以下の等式：すなわち、
重心軌道の有効半径
【数４】
重心軌道中心点の有効半径
【数５】
ローラの軌道半径
【数６】
により得られる。
【００４５】
油内、たとえばハイドロダイナミック式の構成要素内での回転数適応型の動吸振器の所望の絶縁が達成されるようにするためには、この回転数適応型の動吸振器が、より高い次数に設計されなければならない。すなわち、油、特に油圧による抑制次数のオフセットと、このオフセットから生じる力とが、設計時に一緒に考慮されなければならない。油による抑制次数のオフセットは、慣性質量体もしくは振り子質量体の重心のオフセットで表現することができるので、慣性質量体ジオメトリおよび重心の変化時には、油によるオフセットを十分に補償することができる。
【００４６】
本発明による方法は、以下に説明するように実現することができる。まず、励振の次数の検出が第１のステップで行われる。この検出に関連して、出発点として、０．０５〜０．５の範囲内にあるより高い次数へのオフセットが選択されることが重要となる。この場合、運転形式の間に一緒に運転される系では、設計が、乾いた遠心振り子の相応の理想状況に基づき行われる。この場合、０．０５〜０．５の範囲内にある次数オフセットが設定される。この次数オフセットに関連して、慣性質量体９．１１〜９．１４のジオメトリの認識時に結合点ひいては重心軌道が油影響を考慮して検出される。これに基づき、有効重心間隔Ｓｅｆｆが得られる。その後、この有効重心間隔Ｓｅｆｆで重心の枢着が行われる。その後、必要となる別の幾何学的な特性量、たとえば重心軌道の有効半径、重心軌道中心点の有効半径および走行ローラの軌道半径が規定可能になる。この場合、重心軌道は円軌道と異なって形成されていてよい。
【符号の説明】
【００４７】
１ 力伝達装置
２ ダンパアッセンブリ
３ ダンパ
４ ダンパ
５ 回転数適応型の動吸振器
６ ハイドロダイナミック式の構成要素
７ ハイドロダイナミック式の構成要素を跨ぐための装置
８ 遠心振り子
９ 慣性質量体
９．１，９．２，９．１１，９．１２，９．１３，９．１４ 慣性質量体
１０ 慣性質量体支持装置
１１ 走行ローラ
１２ ハブ部材
１３ 第１のクラッチ部材
１４ 第２のクラッチ部材
１５ 一次部材
１６ 二次部材
１７ トルク伝達のための手段
１８ 減衰連結のための手段
１９ 弾性的なエレメント
２０ ばねユニット
２１ 一次部材
２２ 二次部材
２３ トルク伝達のための手段
２４ 減衰連結のための手段
２５ ばねユニット
２６ 段付けピン
２７ 走行ローラ
２８ 外周面
２９ 軸
３０ カップリング
３２ 連行フランジ
３３ 連行ディスク
３４ 連行フランジ
３５ 連行ディスク
３６ 内周面
３７ 外周面
１００ 原動機
１０１ 被駆動装置
Ｅ 入力体
Ａ 出力体
Ｐ ポンプホイール
Ｔ タービンホイール
ＡＲ 作業室
Ｌ ステータ
Ｉ 第１の出力分岐路
ＩＩ 第２の出力分岐路
Ｓ 駆動装置の励振の次数ｑの関数としての重心間隔
Ｍ 質量
Ｓｅｆｆ 有効重心間隔
ρ 油密度
ｒ 慣性質量体の作用半径
ｌｅｆｆ 重心軌道の有効半径
Ｌｅｆｆ 重心軌道中心点の有効半径
【特許請求の範囲】
【請求項１】
駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置（１）であって、少なくとも１つの入力体（Ｅ）と、出力体（Ａ）と、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室内に配置された振動減衰装置（３，４）とが設けられており、該振動減衰装置（３，４）が、回転数適応型の動吸振器（５）に連結されている形式のものにおいて、回転数適応型の動吸振器（５）が、油影響に関連して、駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計されていることを特徴とする、駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置。
【請求項２】
回転数適応型の動吸振器（５）の共振が、励振の次数ｑに合致しないように、次数オフセット値ｑＦが選択されている、請求項１記載の力伝達装置。
【請求項３】
回転数適応型の動吸振器（５）の有効次数ｑｅｆｆが、駆動装置の励振の次数ｑを０．０５〜０．５、有利には０．０５〜０．４、特に有利には０．０５〜０．３、全く特に有利には０．１４〜０．３の範囲内の次数オフセット値ｑＦだけ上回っている、請求項１または２記載の力伝達装置。
【請求項４】
回転数適応型の動吸振器（５）が、遠心振り子装置として形成されており、該遠心振り子装置が、慣性質量体支持装置（１０）を有しており、該慣性質量体支持装置（１０）が、該慣性質量体支持装置（１０）に対して相対的に運動可能に該慣性質量体支持装置（１０）に配置された慣性質量体（９，９．１，９．２，９．１１，９．１２，９．１３，９．１４）を備えており、個々の慣性質量体（９，９．１，９．２，９．１１，９．１２，９．１３，９．１４）の重心間隔Ｓが、駆動装置の励振の次数ｑの関数として規定され、有効次数ｑｅｆｆへのｑＦだけの次数オフセットが、次数オフセット値ｑＦに関連した重心間隔の変化を規定するように、回転数適応型の動吸振器（５）が形成されていて、設計されている、請求項１から３までのいずれか１項記載の力伝達装置。
【請求項５】
次数オフセット値ｑＦの量が、駆動装置の励振の次数ｑの変化に比例して変化するようになっている、請求項１から４までのいずれか１項記載の力伝達装置。
【請求項６】
力伝達装置（１）が、ハイドロダイナミック式の構成要素と、該ハイドロダイナミック式の構成要素を跨ぐための装置とを有しており、ハイドロダイナミック式の構成要素が、ポンプホイール（Ｐ）として機能する少なくとも１つの一次ホイールと、タービンホイール（Ｔ）として機能する二次ホイールとを備えており、両ホイールが、作業室（ＡＲ）を互いに形成しており、タービンホイール（Ｔ）が、少なくとも間接的に力伝達装置（１）の出力体（Ａ）に相対回動不能に結合されており、ハイドロダイナミック式の構成要素と、該ハイドロダイナミック式の構成要素を跨ぐための装置とが、それぞれ出力分岐路に配置されており、回転数適応型の動吸振器（５）を備えた振動減衰装置（３，４）が、少なくとも出力分岐路の一方に直列に接続されており、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室が、力伝達装置（１）の内室によって形成されるようになっており、該内室が、ハイドロダイナミック式の構成要素の運転媒体によって通流されるようになっている、請求項１から５までのいずれか１項記載の力伝達装置。
【請求項７】
少なくとも１つの入力体（Ｅ）と、出力体（Ａ）と、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室、特にハイドロダイナミック式の構成要素の運転媒体によって通流される室内に配置された振動減衰装置（３，４）とが設けられており、該振動減衰装置（３，４）が、回転数適応型の動吸振器（５）に連結されている、駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置（１）の減衰特性を改善するための方法において、回転数適応型の動吸振器（５）を、油影響に関連して、駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計することを特徴とする、駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置の減衰特性を改善するための方法。
【請求項８】
前記方法が、以下の方法ステップ：すなわち、
・原動機の励振次数ｑを規定し、
・該励振次数ｑに対する回転数適応型の動吸振器（５）のジオメトリを確定し、
・必要となる次数オフセット値ｑＦを規定し、
・該次数オフセット値ｑＦの関数としての動吸振器（５）のジオメトリを検出する：
を有している、請求項７記載の方法。
【請求項１】
駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置（１）であって、少なくとも１つの入力体（Ｅ）と、出力体（Ａ）と、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室内に配置された振動減衰装置（３，４）とが設けられており、該振動減衰装置（３，４）が、回転数適応型の動吸振器（５）に連結されている形式のものにおいて、回転数適応型の動吸振器（５）が、油影響に関連して、駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計されていることを特徴とする、駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置。
【請求項２】
回転数適応型の動吸振器（５）の共振が、励振の次数ｑに合致しないように、次数オフセット値ｑＦが選択されている、請求項１記載の力伝達装置。
【請求項３】
回転数適応型の動吸振器（５）の有効次数ｑｅｆｆが、駆動装置の励振の次数ｑを０．０５〜０．５、有利には０．０５〜０．４、特に有利には０．０５〜０．３、全く特に有利には０．１４〜０．３の範囲内の次数オフセット値ｑＦだけ上回っている、請求項１または２記載の力伝達装置。
【請求項４】
回転数適応型の動吸振器（５）が、遠心振り子装置として形成されており、該遠心振り子装置が、慣性質量体支持装置（１０）を有しており、該慣性質量体支持装置（１０）が、該慣性質量体支持装置（１０）に対して相対的に運動可能に該慣性質量体支持装置（１０）に配置された慣性質量体（９，９．１，９．２，９．１１，９．１２，９．１３，９．１４）を備えており、個々の慣性質量体（９，９．１，９．２，９．１１，９．１２，９．１３，９．１４）の重心間隔Ｓが、駆動装置の励振の次数ｑの関数として規定され、有効次数ｑｅｆｆへのｑＦだけの次数オフセットが、次数オフセット値ｑＦに関連した重心間隔の変化を規定するように、回転数適応型の動吸振器（５）が形成されていて、設計されている、請求項１から３までのいずれか１項記載の力伝達装置。
【請求項５】
次数オフセット値ｑＦの量が、駆動装置の励振の次数ｑの変化に比例して変化するようになっている、請求項１から４までのいずれか１項記載の力伝達装置。
【請求項６】
力伝達装置（１）が、ハイドロダイナミック式の構成要素と、該ハイドロダイナミック式の構成要素を跨ぐための装置とを有しており、ハイドロダイナミック式の構成要素が、ポンプホイール（Ｐ）として機能する少なくとも１つの一次ホイールと、タービンホイール（Ｔ）として機能する二次ホイールとを備えており、両ホイールが、作業室（ＡＲ）を互いに形成しており、タービンホイール（Ｔ）が、少なくとも間接的に力伝達装置（１）の出力体（Ａ）に相対回動不能に結合されており、ハイドロダイナミック式の構成要素と、該ハイドロダイナミック式の構成要素を跨ぐための装置とが、それぞれ出力分岐路に配置されており、回転数適応型の動吸振器（５）を備えた振動減衰装置（３，４）が、少なくとも出力分岐路の一方に直列に接続されており、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室が、力伝達装置（１）の内室によって形成されるようになっており、該内室が、ハイドロダイナミック式の構成要素の運転媒体によって通流されるようになっている、請求項１から５までのいずれか１項記載の力伝達装置。
【請求項７】
少なくとも１つの入力体（Ｅ）と、出力体（Ａ）と、少なくとも部分的に運転媒体、特に油で充填可能な室、特にハイドロダイナミック式の構成要素の運転媒体によって通流される室内に配置された振動減衰装置（３，４）とが設けられており、該振動減衰装置（３，４）が、回転数適応型の動吸振器（５）に連結されている、駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置（１）の減衰特性を改善するための方法において、回転数適応型の動吸振器（５）を、油影響に関連して、駆動装置の励振の次数ｑよりも所定の次数オフセット値ｑＦだけ大きい有効次数ｑｅｆｆに設計することを特徴とする、駆動装置と被駆動装置との間で出力伝達するための力伝達装置の減衰特性を改善するための方法。
【請求項８】
前記方法が、以下の方法ステップ：すなわち、
・原動機の励振次数ｑを規定し、
・該励振次数ｑに対する回転数適応型の動吸振器（５）のジオメトリを確定し、
・必要となる次数オフセット値ｑＦを規定し、
・該次数オフセット値ｑＦの関数としての動吸振器（５）のジオメトリを検出する：
を有している、請求項７記載の方法。
【図１ａ】
【図１ｂ】
【図２】
【図３】
【図４】
【図１ｂ】
【図２】
【図３】
【図４】
【公表番号】特表２０１１−５０４９８７（Ｐ２０１１−５０４９８７Ａ）
【公表日】平成２３年２月１７日（２０１１．２．１７）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１０−５３５２０８（Ｐ２０１０−５３５２０８）
【出願日】平成２０年１１月１７日（２００８．１１．１７）
【国際出願番号】ＰＣＴ／ＤＥ２００８／００１９０１
【国際公開番号】ＷＯ２００９／０６７９８８
【国際公開日】平成２１年６月４日（２００９．６．４）
【出願人】（３９０００９０７０）ルーク ラメレン ウント クツプルングスバウ ベタイリグングス コマンディートゲゼルシャフト (236)
【氏名又は名称原語表記】ＬｕＫ Ｌａｍｅｌｌｅｎ ｕｎｄ Ｋｕｐｐｌｕｎｇｓｂａｕ Ｂｅｔｅｉｌｉｇｕｎｇｓ ＫＧ
【住所又は居所原語表記】Ｉｎｄｕｓｔｒｉｅｓｔｒａｓｓｅ ３， Ｄ−７７８１５ Ｂｕｅｈｌ， Ｇｅｒｍａｎｙ
【公表日】平成２３年２月１７日（２０１１．２．１７）
【国際特許分類】
【出願日】平成２０年１１月１７日（２００８．１１．１７）
【国際出願番号】ＰＣＴ／ＤＥ２００８／００１９０１
【国際公開番号】ＷＯ２００９／０６７９８８
【国際公開日】平成２１年６月４日（２００９．６．４）
【出願人】（３９０００９０７０）ルーク ラメレン ウント クツプルングスバウ ベタイリグングス コマンディートゲゼルシャフト (236)
【氏名又は名称原語表記】ＬｕＫ Ｌａｍｅｌｌｅｎ ｕｎｄ Ｋｕｐｐｌｕｎｇｓｂａｕ Ｂｅｔｅｉｌｉｇｕｎｇｓ ＫＧ
【住所又は居所原語表記】Ｉｎｄｕｓｔｒｉｅｓｔｒａｓｓｅ ３， Ｄ−７７８１５ Ｂｕｅｈｌ， Ｇｅｒｍａｎｙ
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