DE112010006009B4

DE112010006009B4 - Fahrzeugdämpfungsvorrichtung

Info

Publication number: DE112010006009B4
Application number: DE112010006009.6T
Authority: DE
Inventors: Masataka Sugiyama; Yoshinori Morita; Tadashi Takemura
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2010-11-19
Filing date: 2010-11-19
Publication date: 2017-03-30
Anticipated expiration: 2030-11-20
Also published as: DE112010006009T8; WO2012066679A1; DE112010006009T5; CN103221715B; CN103221715A; US20130244799A1; US8858345B2; JP5505514B2; DE112010006009C5; JPWO2012066679A1

Abstract

Fahrzeugdämpfungsvorrichtung (38), welche zwischen einem Leistungsübertragungselement (50), das mit einer Ausgangswelle (36) einer Maschine (24) gekoppelt ist, und einer Leistungsübertragungswelle (39), die konzentrisch und drehbar bezüglich des Leistungsübertragungselements (50) angeordnet ist, angeordnet ist, wobei die Fahrzeugdämpfungsvorrichtung (38) aufweist: ein eingangsseitiges Drehelement (56), auf welches Leistung der Maschine (24) über das Leistungsübertragungselement (50) aufgebracht wird; ein ausgangsseitiges Drehelement (58), welches mit der Leistungsübertragungswelle (39) relativ nicht drehbar gekoppelt ist, um relativ zu dem eingangsseitigen Drehelement (56) konzentrisch und drehbar zu sein; einen Massekörper (60), welcher relativ zu dem eingangsseitigen Drehelement (56) drehbar angeordnet ist; ein erstes elastisches Element (62), welches zwischen dem eingangsseitigen Drehelement (56) und dem Massekörper (60) angeordnet ist, wobei das erste elastische Element (62) das eingangsseitige Drehelement (56) und den Massekörper (60) wirksam koppelt, während sich das erste elastische Element (62) in Abhängigkeit eines relativen Rotationsbetrages zwischen dem eingangsseitigen Drehelement (56) und dem Massekörper (60) elastisch verformt; ein zweites elastisches Element (64), welches zwischen dem eingangsseitigen Drehelement (56) und dem ausgangsseitigen Drehelement (58) angeordnet ist, wobei das zweite elastische Element (64) das eingangsseitige Drehelement (56) und das ausgangsseitige Drehelement (58) wirksam koppelt, während sich das zweite elastische Element (64) in Abhängigkeit eines relativen Rotationsbetrages zwischen dem eingangsseitigen Drehelement (56) und dem ausgangsseitigen Drehelement (58) elastisch verformt; und einen dynamischen Dämpfer (112), der aus dem Massekörper (60) und dem ersten elastischen Element (62) besteht, dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpfungsvorrichtung (38) bei einer Position angeordnet ist, welche von dem Leistungsübertragungselement (50) durch einen vorbestimmten Wert axial beabstandet ist, und wobei der Massekörper (60) relativ zu dem ersten elastischen Element (62) bei der äußeren Umfangsseite angeordnet ist.

Description

Technisches Gebiet
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Fahrzeugdämpfungsvorrichtung und insbesondere eine Struktur eines Dämpfers, welcher in der Lage ist, bei einer Pulsation bzw. Schwankung einer übertragenen Leistung einen hohen Dämpfungseffekt zu erzielen.
Hintergrund
Bekannt ist eine Fahrzeugdämpfungsvorrichtung, welche bei einem Leistungsübertragungspfad zwischen einem Leistungsübertragungselement, das mit einer Kurbelwelle einer Maschine gekoppelt ist, und einer Ausgangswelle angeordnet ist, um die Übertragung einer Torsionsschwingung während einer Leistungsübertragung zu unterdrücken. Ein Beispiel ist eine Dämpfungsvorrichtung, welche in einer bei einer hydraulischen Leistungsübertragungsvorrichtung beispielsweise der JP 2009-293671 A angeordneten Überbrückungsvorrichtung enthalten ist. Die in der Überbrückungsvorrichtung der JP 2009-293671 A enthaltene Dämpfungsvorrichtung enthält hauptsächlich einen Kolben, eine erste Spiralfeder, ein Trägheitselement, eine zweite Spiralfeder und eine Ausgangsplatte. Die erste Spiralfeder ist in einer leistungsübertragbaren Art und Weise zwischen dem Kolben und der Ausgangsplatte angeordnet und die zweite Spiralfeder ist in einer leistungsübertragbaren Art und Weise zwischen dem Trägheitselement und der Ausgangsplatte angeordnet.
Bei der Dämpfungsvorrichtung der Überbrückungsvorrichtung der JP 2009-293671 A wirken das Trägheitselement und die zweite Spiralfeder als ein dynamischer Dämpfer. Daher wird, falls in einem Antriebssystem eine Torsionsresonanz auftritt, die Vibrations- bzw. Schwingungsenergie davon durch den dynamischen Dämpfer absorbiert. Die Eigenfrequenz des dynamischen Dämpfers wird durch Anpassen der Trägheitsmasse des Trägheitselements und der Steifigkeit eines zweiten elastischen Elements auf einen Wert angepasst, welcher im Wesentlichen der Eigenfrequenz des Antriebssystems entspricht bzw. identisch dazu ist.
Kurzfassung der Erfindung
Durch die Erfindung zu lösendes Problem
Bei einer Maschine, welche als eine Fahrzeugantriebsquelle dient, ist herkömmlich eine Explosions-Komponente erster Ordnung (Rotation zweiter Ordnung im Falle einer Vierzylindermaschine) als eine Explosions-Zwangskraft vorherrschend; da jedoch unlängst ergriffene Maßnahmen für einen geringeren Kraftstoffverbrauch die Maschinenverbrennung mager gestalten und die Verbrennung entsprechend instabil wird, neigen Zwangskräfte von herkömmlich zu vernachlässigenden Komponenten unterer Ordnung, wie Rotations-Komponenten erster Ordnung und 0,5er Ordnung, dazu, anzusteigen. Dadurch tritt, obwohl ein Rotations-Torsionsresonanzband zweiter Ordnung eines Antriebssystems gleich oder kleiner als eine normale Maschinendrehzahl eingestellt wird, die Rotations-Torsionsresonanz unterer Ordnung des Antriebssystems bei der normalen Maschinendrehzahl auf und beeinflusst die NV-Charakteristiken und die Fahrbarkeit auf problematische Art und Weise.
Diesbezüglich existiert ein Verfahren, welches die Torsionsresonanz, wie bei der Dämpfungsvorrichtung der JP 2009-293671 A , mit einem dynamischen Dämpfer dämpft. Da bei der Dämpfungsvorrichtung der JP 2009-293671 A der dynamische Dämpfer (das Trägheitselement und das zweite elastische Element) jedoch bei einem ausgangsseitigen Element (Turbine) der Überbrückungsvorrichtung angeordnet ist, absorbiert der dynamische Dämpfer eine geringe Vibrationsenergie, und es ist schwierig, die Torsionsresonanz wirkungsvoll zu dämpfen. Dies liegt daran, da eine Struktur mit einer größeren trägen Masse im Allgemeinen eine größere Vibrationsenergie besitzt, und die Vibrationsenergie der Struktur besitzt einen wesentlichen Effekt zum Zeitpunkt des Auftretens der Torsionsresonanz, während das ausgangsseitige Element (Turbine) eine geringere träge Masse als die träge Masse der eingangsseitigen Elemente (wie eine Maschine und ein Schwungrad) und eine geringere Vibrationsenergie besitzt. Dadurch kann die Dämpfungsvorrichtung der JP 2009-293671 A im Falle des Auftretens der Rotations-Torsionsresonanz zweiter Ordnung des Antriebssystems als auch der Torsionsresonanz unterer Ordnung des Antriebssystems, wie der Rotations-Torsionsresonanz ersten und 0,5er Ordnung, keinen hohen Dämpfungseffekt erzielen.
Eine weitere Maßnahme zum Lösen des Problems enthält ein Verfahren, bei welchem die Federsteifigkeit einer herkömmlichen Dämpfungsvorrichtung erhöht wird, um die Eigenfrequenz des Antriebssystems zu erhöhen, oder das Hysterese-Drehmoment (innerer Reibwiderstand) einer Dämpfungsvorrichtung erhöht wird, um die Torsionsresonanz zu unterdrücken. Jedoch ist bei beiden Verfahren die Vibrations-Übertragungsempfindlichkeit bzw. -sensibilität in einem Hochfrequenzbereich, welcher größer oder gleich der Eigenfrequenz ist, erhöht und erzeugt auf problematische Art und Weise ein Maschinen-Dröhngeräusch und ein Gang-Rattergeräusch.
Aus der nachveröffentlichten DE 10 2011 011 469 A1 ist eine Fahrzeugdämpfungsvorrichtung gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 bekannt. Weitere Dämpfervorrichtungen sind Gegenstand der DE 36 29 225 A1 , der DE 34 25 161 A1 , der EP 1 582 766 A2 , der DE 28 26 274 A1 und der DE 10 2006 031 774 A1
Die vorliegende Erfindung wurde angesichts der Situationen erdacht und es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Fahrzeugdämpfungsvorrichtung vorzusehen, welche in der Lage ist, in einem Torsionsresonanzband einen hohen Dämpfungseffekt zu erzielen, ohne die Übertragungsempfindlichkeit in einem Hochfrequenzbereich zu erhöhen.
Mittel zum Lösen der Probleme
Um die Aufgabe zu erreichen, sieht der erste Aspekt der Erfindung gemäß Anspruch 1 (a) eine Fahrzeugdämpfungsvorrichtung vor, welche zwischen einem Leistungsübertragungselement, das mit einer Ausgangswelle einer Maschine gekoppelt ist, und einer Leistungsübertragungswelle, die konzentrisch und drehbar bezüglich des Leistungsübertragungselements angeordnet ist, angeordnet ist, (b) wobei die Fahrzeugdämpfungsvorrichtung aufweist: (c) ein eingangsseitiges Drehelement, auf welches Leistung der Maschine über das Leistungsübertragungselement aufgebracht wird; (d) ein ausgangsseitiges Drehelement, welches mit der Leistungsübertragungswelle relativ nicht drehbar gekoppelt ist, um relativ zu dem eingangsseitigen Drehelement konzentrisch und drehbar zu sein; (e) einen Massekörper bzw. Massenkörper, welcher relativ zu dem eingangsseitigen Drehelement drehbar angeordnet ist; (f) ein erstes elastisches Element, welches zwischen dem eingangsseitigen Drehelement und dem Massekörper angeordnet ist, wobei das erste elastische Element das eingangsseitige Drehelement und den Massekörper wirksam koppelt, während sich dieses in Abhängigkeit eines relativen Rotationsbetrages zwischen dem eingangsseitigen Drehelement und dem Massekörper elastisch verformt; (g) ein zweites elastisches Element, welches zwischen dem eingangsseitigen Drehelement und dem ausgangsseitigen Drehelement angeordnet ist, wobei das zweite elastische Element das eingangsseitige Drehelement und das ausgangsseitige Drehelement wirksam koppelt, während sich dieses in Abhängigkeit eines relativen Rotationsbetrages zwischen dem eingangsseitigen Drehelement und dem ausgangsseitigen Drehelement elastisch verformt; und (h) einen dynamischen Dämpfer, der aus dem Massekörper und dem ersten elastischen Element besteht. Hierbei ist die Dämpfungsvorrichtung bei einer Position angeordnet, welche von dem Leistungsübertragungselement durch einen vorbestimmten Wert axial beabstandet ist, wobei der Massekörper relativ zu dem ersten elastischen Element bei der äußeren Umfangsseite angeordnet ist
Effekte der Erfindung
Folglich besteht der dynamische Dämpfer aus dem Masse- bzw. Massenkörper und dem ersten elastischen Element, welches den Massekörper mit dem eingangsseitigen Drehelement wirksam koppelt. Das eingangsseitige Drehelement ist über das Leistungsübertragungselement mit der Maschine gekoppelt bzw. mit dieser verbunden und besitzt im Vergleich zu dem ausgangsseitigen Drehelement daher eine größere träge Masse. Da der dynamische Dämpfer mit der Seite des eingangsseitigen Drehelements mit der größeren trägen Masse als das ausgangsseitige Drehelement gekoppelt ist, ist der Dämpfungseffekt des dynamischen Dämpfers erhöht. Dies liegt daran, da eine Struktur mit einer größeren trägen Masse zu dem Zeitpunkt der Resonanz im Allgemeinen eine größere Vibrationsenergie besitzt, und wenn der dynamische Dämpfer mit der Seite des eingangsseitigen Drehelements entsprechend der Struktur mit der großen trägen Masse gekoppelt ist, wird die Vibrationsenergie zu dem Zeitpunkt des Auftretens der Torsionsresonanz durch den dynamischen Dämpfer wirkungsvoll absorbiert. Da sich die Dämpfercharakteristiken von den Grundcharakteristiken einer herkömmlichen Dämpfungsvorrichtung mit Ausnahme davon, dass der dynamische Dämpfer vorgesehen ist, nicht unterscheiden, wird die Vibrations-Übertragungsempfindlichkeit davor bewahrt, auf der Hochfrequenzseite anzusteigen. Zudem kann der Massekörper durch Anordnen der Dämpfungsvorrichtung bei einer von dem Leistungsübertragungselement axial beabstandeten Position in einem Raum angeordnet werden, welcher bei der äußeren Umfangsseite des ersten elastischen Elements ausgebildet ist. Da der Massekörper in dem Raum angeordnet ist, ist eine Anpassungsbreite des Massekörpers erweitert und die träge Masse des Massekörpers kann auf einfache Art und Weise erhöht werden.
Vorzugsweise bestehen das erste elastische Element und das zweite elastische Element aus Spiralfedern, und das erste elastische Element ist relativ zu dem zweiten elastischen Elements bei der äußeren Umfangsseite angeordnet. Folglich kann, da eine auf das erste elastische Element aufgebrachte Last kleiner wird, wenn das erste elastische Element bei der äußeren Umfangsseite angeordnet ist, selbst wenn das Drehmoment gleich ist, die Federsteifigkeit des ersten elastischen Elements gesenkt werden. Dadurch kann die Eigenfrequenz des dynamischen Dämpfers proportional zu der Federsteifigkeit des ersten elastischen Elements auf eine niedrigere Frequenz eingestellt werden. Da das erste elastische Element und das zweite elastische Element aus Spiralfeder bestehen, besitzt der dynamische Dämpfer im Vergleich zu Gummi usw. hochzuverlässige und stabile Torsionscharakteristiken, und besitzt eine hohe Stabilität der Frequenz gegenüber Temperaturveränderungen.
Vorzugsweise ist ein Drehmoment-Begrenzungsmechanismus zum Verhindern der Übertragung eines Drehmoments, welches einen voreingestellen bzw. vorgegebenen Drehmomentwert überschreitet, zwischen dem Leistungsübertragungselement und dem eingangsseitigen Drehelement angeordnet. Folglich tritt, falls von der Seite der Maschine ein Drehmoment eingegeben wird, welches den voreingestellen Drehmomentwert überschreitet, in dem Drehmoment-Begrenzungsmechanismus ein Rutschen auf und das Drehmoment, welches den Drehmomentwert überschreitet, wird von der Dämpfungsvorrichtung nicht zu dem stromabwärtigen Leistungsübertragungspfad übertragen. Dadurch wirkt der Drehmoment-Begrenzungsmechanismus als eine Schutzvorrichtung, um eine Beschädigung und eine dauerhafte Verschlechterung des Antriebssystems einschließlich der Dämpfungsvorrichtung aufgrund der übermäßigen Drehmomentübertragung zu verhindern.
Vorzugsweise ist der aus den Reibplatten und der Scheibenfeder bestehende Reibmechanismus zwischen dem eingangsseitigen Drehelement und dem Massekörper angeordnet. Folglich kann durch Anpassen der Reibkoeffizienten und der Anordnungspositionen der Reibplatten und der Steifigkeit der Scheibenfeder usw. zusätzlich zu der Grundleistung des dynamischen Dämpfers ebenso der Vibrations-Dämpfungseffekt von dem Reibmechanismus erreicht werden.
Vorzugsweise kommt ein Stift zum Halten des eingangsseitigen Drehelements mit dem Massekörper in Kontakt, wenn ein relativer Rotationsbetrag zwischen dem eingangsseitigen Drehelement und dem Massekörper einen im Vorhinein eingestellten vorbestimmten Wert erreicht, und kommt mit dem ausgangsseitigen Drehelement in Kontakt, wenn ein relativer Rotationsbetrag zwischen dem eingangsseitigen Drehelement und dem ausgangsseitigen Drehelement einen im Vorhinein eingestellten vorbestimmten Wert erreicht, um als ein Anschlagstift zu dienen, welcher die elastischen Deformationsbeträge des ersten elastischen Elements und des zweiten elastischen Elements begrenzt. Dies führt zu der Verwendung des Anschlagstiftes als Bauelement, welches das eingangsseitige Drehelement hält und das erste elastische Element und das zweite elastische Element schützt. Dadurch können die gemeinsamen Anschlagstifte, welche zwei Funktionen besitzen, die Anzahl der Stifte reduzieren, wodurch die Herstellungskosten gesenkt werden.
Kurze Beschreibung der Abbildungen
1 ist eine Schematik einer Konfiguration zum Erläutern einer Hybrid-Fahrzeugantriebsvorrichtung, auf welche die vorliegende Erfindung angewendet wird.
2 ist eine Querschnittsansicht einer detaillierten Konfiguration der in 1 dargestellten Dämpfungsvorrichtung.
3 ist eine Pfeilansicht der Dämpfungsvorrichtung von 2 aus Sicht der Seite eines Pfeils A.
4 stellt ein Berechnungsergebnis eines Vibrations-Dämpfungseffekts dar, welcher durch das Anordnen der Dämpfungsvorrichtung von 1 erreicht wird.
Art und Weise zum Ausführen der Erfindung
Eine Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird nun mit Bezug auf die Abbildungen detailliert beschrieben. Die Figuren sind bei der nachfolgenden Ausführungsform nach Bedarf vereinfacht oder umgestaltet und Abschnitte sind hinsichtlich des Dimensionsverhältnisses, der Gestalt usw. nicht notwendigerweise präzise dargestellt.
1 ist eine Schematik einer Konfiguration zum Erläutern einer Hybrid-Fahrzeugantriebsvorrichtung 10, auf welche die vorliegende Erfindung angewendet wird. In 1 überträgt die Fahrzeugantriebsvorrichtung 10 ein Drehmoment einer ersten Antriebsquelle 12, d. h., einer Haupt-Antriebsquelle, zu einer radseitigen Ausgangswelle 14, welche in einem Fahrzeug als ein Ausgangselement dient, so dass das Drehmoment von der radseitigen Ausgangswelle 14 über eine Differenzialgetriebevorrichtung 16 zu einem Paar von linken und rechten Antriebsrädern 18 übertragen wird. Die Fahrzeugantriebsvorrichtung 10 verfügt über einen zweiten Elektromotor MG2, welcher in der Lage ist, eine Leistungs-Fahrsteuerung zum Ausgeben der Antriebsleistung zum Fahren, und eine regenerative Steuerung zum Rückgewinnen von Energie als eine zweite Antriebsquelle, selektiv vorzusehen, und der zweite Elektromotor MG2 ist über ein Automatikgetriebe 22 mit der radseitigen Ausgangswelle verbunden. Dadurch wird das von dem zweiten Elektromotor MG2 zu der radseitigen Ausgangswelle übertragene Ausgangsdrehmoment in Abhängigkeit eines Gangverhältnisses γs (= Drehzahl Nmg2 des zweiten Elektromotors MG2/Drehzahl Nout der radseitigen Ausgangswelle), welches durch das Automatikgetriebe 22 eingestellt ist, erhöht und gesenkt.
Das in einem Leistungsübertragungspfad zwischen dem zweiten Elektromotor MG2 und den Antriebsrädern 18 angeordnete Automatikgetriebe 22 ist derart konfiguriert, dass eine Mehrzahl von Stufen bzw. Gängen mit dem Gangverhältnis γs, welches größer als ”1” ist, geschaffen werden können; zu dem Zeitpunkt der Leistungsfahrt, wenn von dem zweiten Elektromotor MG2 ein Drehmoment ausgegeben wird, kann das Drehmoment erhöht werden und zu der radseitigen Ausgangswelle übertragen werden; und dadurch ist der zweite Elektromotor MG2 mit einer niedrigeren Kapazität oder kleiner konfiguriert. Folglich, falls beispielsweise die Drehzahl Nout der radseitigen Ausgangswelle in Zusammenhang mit einer höheren Fahrzeuggeschwindigkeit erhöht ist, wird das Gangverhältnis γs verkleinert, um die Drehzahl (nachfolgend als eine zweite Elektromotor-Drehzahl bezeichnet) Nmg2 des zweiten Elektromotors MG2 zu reduzieren, um den Betriebswirkungsgrad des zweiten Elektromotors MG2 in einem bevorzugten Zustand zu halten, oder falls die Drehzahl Nout der radseitigen Ausgangswelle reduziert ist, wird das Gangverhältnis γs vergrößert, um die zweite Elektromotor-Drehzahl Nmg2 zu erhöhen.
Die erste Antriebsquelle 12 besteht hauptsächlich aus einer Maschine 24, welche als eine Haupt-Leistungsquelle wirkt, einem ersten Elektromotor MG1 und einer Planetengetriebevorrichtung 26, welche als ein Leistungsverteilungsmechanismus zum Kombinieren oder Verteilen von Drehmoment zwischen der Maschine 24 und dem ersten Elektromotor MG1 dient. Die Maschine 24 ist eine bekannte Verbrennungskraftmaschine, welche Kraftstoff verbrennt um Leistung auszugeben, wie ein Ottomotor und eine Dieselmaschine, und ist derart konfiguriert, dass diese einen Betriebszustand besitzt, wie einen Drosselventil-Öffnungsgrad und einen Einlassluftbetrag, einen Kraftstoff-Zuführbetrag und einen Zündzeitpunkt, welcher durch eine nicht dargestellte elektronische Steuerungsvorrichtung für eine Maschinensteuerung (E-ECU), welche hauptsächlich aus einem Mikrocomputer aufgebaut ist, elektrisch gesteuert wird. Der elektronischen Steuerungsvorrichtung werden Erfassungssignale von einem Gaspedal-Betätigungsbetrag-Sensor AS, welcher einen Betätigungsbetrag eines Gaspedales erfasst, einem Bremssensor BS zum Erfassen des Vorliegens einer Betätigung eines Bremspedals usw. zugeführt.
Der erste Elektromotor MG1 ist beispielsweise ein Synchron-Elektromotor, welcher derart konfiguriert ist, dass dieser selektiv eine Funktion eines Elektromotors, welcher ein Antriebsdrehmoment erzeugt, und eine Funktion eines elektrischen Generators wahrnimmt, und dieser ist über einen Wechselrichter 30 mit einer elektrischen Speichervorrichtung 32, wie einer Batterie und einem Kondensator, verbunden. Der Wechselrichter 30 wird durch eine elektronische Steuerungsvorrichtung für eine Motor-Generator-Steuerung (MG-ECU) gesteuert, welche nicht dargestellt ist und hauptsächlich aus einem Mikrocomputer besteht, um das Ausgangsdrehmoment oder das regenerative Drehmoment des ersten Elektromotors MG1 anzupassen oder einzustellen.
Die Planetengetriebevorrichtung 26 ist ein Planetengetriebemechanismus vom Einzelritzeltyp mit einem Sonnenrad S0, einem Hohlrad R0, welches konzentrisch zu dem Sonnenrad S0 angeordnet ist, und einem Träger CA0, welcher ein Ritzel P0 trägt, das mit dem Sonnenrad S0 und dem Hohlrad R0 in Form von drei Drehelementen in einer rotierbaren und umlaufenden Art und Weise ineinander greift, um eine bekannte Differential-Wirkung zu erzeugen. Die Planetengetriebevorrichtung 26 ist konzentrisch zu der Maschine 24 und dem Automatikgetriebe 22 angeordnet. Da die Planetengetriebevorrichtung 26 und das Automatikgetriebe 22 relativ zu einer Mittellinie symmetrisch konfiguriert sind, sind in 1 deren untere Hälften nicht dargestellt.
Bei dieser Ausführungsform ist eine Kurbelwelle 36 (entsprechend einer Ausgangswelle einer Maschine der vorliegenden Erfindung) der Maschine 24 über eine Dämpfungsvorrichtung 38 (entsprechend einer Fahrzeugdämpfungsvorrichtung der vorliegenden Erfindung) und eine Leistungsübertragungswelle 39 mit dem Träger CA0 der Planetengetriebevorrichtung 26 gekoppelt bzw. verbunden. Andererseits ist das Sonnenrad S0 mit dem ersten Elektromotor MG1 gekoppelt und das Hohlrad R0 ist mit der radseitigen Ausgangswelle gekoppelt. Der Träger CA0, das Sonnenrad S0 und das Hohlrad R0 wirken als ein Eingangselement, ein Reaktionskraft-Element bzw. ein Ausgangselement.
Falls für ein Ausgangsdrehmoment der Maschine 24, welches an den Träger CA0 in der Planetengetriebevorrichtung 26 übertragen wird, ein Reaktionsdrehmoment von dem ersten Elektromotor MG1 an das Sonnenrad S0 übertragen wird, tritt bei dem Hohlrad R0, d. h., bei dem Ausgangselement, ein Direkt-Drehmoment auf, wodurch der erste Elektromotor MG1 als ein elektrischer Generator wirkt. Wenn die Drehzahl des Hohlrades R0, das heißt, die Drehzahl (Ausgangswellen-Drehzahl) Nout der radseitigen Ausgangswelle 14 konstant ist, kann eine Drehzahl (Maschinendrehzahl) Ne der Maschine 24 durch Verändern einer Drehzahl Nmg1 des ersten Elektromotors MG1, so dass diese höher und niedriger ist, kontinuierlich (nicht-schrittweise) verändert werden.
Das Automatikgetriebe 22 der Ausführungsform besteht aus einem Planetengetriebemechanismus vom Ravigneaux-Typ. Mit anderen Worten, das Automatikgetriebe 22 verfügt über ein erstes Sonnenrad S1 und ein zweites Sonnenrad S2; ein Abschnitt mit einem größeren Durchmesser eines gestuften Ritzels P1 greift mit dem ersten Sonnenrad S1 ineinander; ein Abschnitt mit einem kleineren Durchmesser des gestuften Ritzels P1 greift mit einem Ritzel P2 ineinander; und das Ritzel P2 greift mit einem Hohlrad R1 (R2) ineinander, welches konzentrisch zu den Sonnenrädern S1 und S2 angeordnet ist. Die Ritzel P1 und P2 werden durch einen gemeinsamen Träger CA1 (CA2) in einer rotierbaren und umlaufenden Art und Weise gehalten. Das zweite Sonnenrad S2 greift mit dem Ritzel P2 ineinander.
Der zweite Elektromotor MG2 wird durch die elektronische Steuerungsvorrichtung für eine Motor-Generator-Steuerung (MG-ECU) über einen Wechselrichter 40 gesteuert, um als ein Elektromotor oder ein elektrischer Generator zu wirken, und das Unterstützungs-Ausgangsdrehmoment oder das regenerative Drehmoment wird angepasst oder eingestellt. Das zweite Sonnenrad S2 ist mit dem zweiten Elektromotor MG2 gekoppelt und der Träger CA1 ist mit der radseitigen Ausgangswelle gekoppelt. Das erste Sonnenrad S1 und das Hohlrad R1 bilden einen Mechanismus entsprechend einer Planetengetriebevorrichtung von Doppelritzeltyp zusammen mit den Ritzeln P1 und P2, und das zweite Sonnenrad S2 und das Hohlrad R1 bilden einen Mechanismus entsprechend einer Planetengetriebevorrichtung vom Einzelritzeltyp zusammen mit dem Ritzel P2.
Das Automatikgetriebe 22 verfügt zwischen dem ersten Sonnenrad S1 und einem Gehäuse 42, welches ein nicht-drehendes Bauelement darstellt, über eine erste Bremse B1, welche zum selektiven Festlegen des ersten Sonnenrads S1 angeordnet ist, und zwischen dem Hohlrad R1 und dem Gehäuse 42 über eine zweite Bremse B2, welche zum selektiven Festlegen des Hohlrades R1 angeordnet ist. Die Bremsen B1, B2 sind sogenannte Reib-Eingriffsvorrichtungen, welche eine Reibkraft verwenden, um eine Bremskraft zu erzeugen, und sind durch das Verwenden von Eingriffsvorrichtungen vom Mehrscheibentyp oder Eingriffsvorrichtungen vom Bandtyp implementiert. Die Bremsen B1, B2 sind derart konfiguriert, das Drehmomentkapazitäten davon in Abhängigkeit von Eingriffsdrücken, welche durch ein hydraulisches Stellglied für die Bremse B1 und ein hydraulisches Stellglied für die Bremse B2 erzeugt werden, entsprechend kontinuierlich verändert werden.
Das wie vorstehend beschrieben konfigurierte Automatikgetriebe 22 ist derart konfiguriert, dass das zweite Sonnenrad S2 als ein Eingangselement wirkt, dass der Träger CA1 als ein Ausgangselement wirkt, dass eine Hochgeschwindigkeitsstufe H mit einem Gangverhältnis γsh geschaffen wird, welches größer als „1” ist, wenn die erste Bremse B1 in Eingriff steht, und dass eine Niedriggeschwindigkeitsstufe L mit einem Gangverhältnis γs1 geschaffen wird, welches größer ist als das Gangverhältnis γsh der Hochgeschwindigkeitsstufe H, wenn anstatt der ersten Bremse B1 die zweite Bremse B2 in Eingriff steht. Mit anderen Worten, das Automatikgetriebe 22 ist ein Zweiganggetriebe, bei welchem basierend auf einem Fahrzustand, wie einer Fahrzeuggeschwindigkeit V und einer erforderlichen Antriebsleistung (oder eines Gaspedal-Betätigungsbetrages), ein Schalten zwischen den Gangstufen H und L durchgeführt wird. Insbesondere werden Gangstufen-Bereiche im Vorhinein als ein Kennfeld (Schaltdiagramm) ermittelt und eine Steuerung wird derart vorgesehen, dass in Abhängigkeit eines erfassten Betriebszustandes eine der Gangstufen eingestellt wird.
Da die Elektromotoren (der erste Elektromotor MG1 und der zweite Elektromotor MG2) bei dem Leistungsübertragungspfad zwischen der Dämpfungsvorrichtung 38 und den Antriebsrädern 18 angeordnet sind, besitzt die Fahrzeugantriebsvorrichtung 10 der Ausführungsform bei der stromabwärtigen Seite von der Dämpfungsvorrichtung 38 (auf der Seite der Antriebsräder 18) eine relativ große träge Masse. Dadurch steigt, falls eine Torsionsresonanz in der Fahrzeugantriebsvorrichtung 10 durch eine Virbationsquelle, das heißt, eine Drehmomentvariation der Maschine 24, hervorgerufen wird, die Amplitude der Torsionsvibration davon auf einfache Art und Weise an. Dies liegt daran, da eine größere träge Masse die Vibrationsenergie zum Zeitpunkt des Auftretens der Resonanz im Allgemeinen vergrößert.
Da die Maschinenverbrennung derart gestaltet ist, dass diese mager ist, neigt die Maschine 24 der Ausführungsform dazu, eine nicht stabile Verbrennung (wie eine mangelhafte bzw. schlechte Verbrennung) hervorzurufen. Dadurch neigt eine Zwangskraft dazu, in einer niedrigeren Ordnung, wie einer Rotation erster Ordnung und einer Rotation 0,5er Ordnung, welche sich von einer Explosion erster Ordnung (einer Rotation zweiter Ordnung im Falle einer Vierzylindermaschine) unterscheidet, anzusteigen, welche als eine herkömmliche Explosions-Zwangskraft der Maschine 24 vorherrschend ist. Dadurch wird herkömmlich in einem normalen Maschinendrehzahlbereich zusätzlich zu der Torsionsresonanz (die Rotation zweiter Ordnung), welche in einem Bereich erzeugt wird, der gleich oder kleiner als die normale Maschinendrehzahl ist, eine Torsionsresonanz durch Rotations-Zwangskräfte erster Ordnung und 0,5er Ordnung erzeugt, was die NV-Charakteristiken und die Fahrbarkeit wesentlich beeinflusst. Eine Rotations-Zwangskraft erster Ordnung ist eine Zwangskraft aufgrund des Auftretens einer Explosion pro Maschinenumdrehung; eine Rotations-Zwangskraft zweiter Ordnung (entsprechend der Explosion erster Ordnung im Falle einer Vierzylindermaschine) ist eine Zwangskraft aufgrund des Auftretens von zwei Explosionen pro Maschinenumdrehung; und eine Explosions-Zwangskraft 0,5er Ordnung ist eine Zwangskraft aufgrund des Auftretens von 0,5 Explosionen pro Maschinenumdrehung (d. h., eine Explosion bei zwei Maschinenumdrehungen).
Um diese Probleme bei einer herkömmlichen Dämpfungsvorrichtung zu adressieren, wird die Federsteifigkeit der Dämpfungsvorrichtung erhöht, um eine Eigenfrequenz eines Antriebssystems zu erhöhen, oder das Hysterese-Drehmoment der Dämpfungsvorrichtung wird erhöht, um die Torsionsresonanz zu unterdrücken; jedoch ist in beiden Fällen in einem Hochfrequenzbereich größer oder gleich der Eigenfrequenz des Antriebssystems eine Vibrations-Übertragungsempfindlichkeit (Verstärkungsfaktor) erhöht, und in dem Hochfrequenzbereich treten ein Maschinen-Dröhngeräusch und ein Gang-Rattergeräusch auf. Andererseits kann die Dämpfungsvorrichtung 38 der Ausführungsform die Amplitude zu dem Zeitpunkt des Auftretens der Torsionsresonanz wirkungsvoll reduzieren, ohne die Vibrations-Übertragungsempfindlichkeit in dem Hochfrequenzbereich zu verschlechtern. Die Konfiguration und der Effekt der Dämpfungsvorrichtung 38 wird nachfolgend detailliert beschrieben.
2 ist eine Querschnittsansicht einer detaillierten Konfiguration der in 1 dargestellten Dämpfungsvorrichtung 38. Die Dämpfungsvorrichtung 38 der Ausführungsform ist zwischen einem scheibenartigen Schwungrad 50 (entsprechend einem Leistungsübertragungselement der vorliegenden Erfindung) und der in 1 dargestellten Leistungsübertragungswelle 39, welche relativ zu dem Schwungrad 50 drehbar angeordnet ist, um eine axiale Mitte C angeordnet. Obwohl die Leistungsübertragungswelle 39 in 2 nicht dargestellt ist, ist die Leistungsübertragungswelle 39 tatsächlich mit einem ausgangsseitigen Drehelement 58, welches später beschrieben ist, durch eine Keilverzahnung (spline-fitted) verbunden. Da die Dämpfungsvorrichtung 38 relativ zu der axialen Mitte C im Wesentlichen symmetrisch angeordnet ist, ist die untere Hälfte davon nicht dargestellt. Das Schwungrad 50 ist ein scheibenartiges Element, welches bei der inneren Umfangsseite durch einen Bolzen 52 an der Kurbelwelle 36 der Maschine 24 befestigt ist, und ist mit einer bestimmten trägen Masse konfiguriert.
Die Dämpfungsvorrichtung 38 enthält ein eingangsseitiges Drehelement 56, auf welches die Leistung der Maschine 24 über die Kurbelwelle 36, das Schwungrad 50 und einen später beschriebenen Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76 übertragen wird; ein ausgangsseitiges Drehelement 58, welches mit der Leistungsübertragungswelle 39 relativ nicht-drehbar gekoppelt ist, und welches relativ zu dem eingangsseitigen Drehelement 56 konzentrisch (auf der axialen Mitte C) und drehbar angeordnet ist; einen ringförmigen Flansch 60 (entsprechend einem Massekörper der vorliegenden Erfindung), welcher relativ zu dem eingangsseitigen Drehelement 56 drehbar angeordnet ist und eine vorgegebene träge Masse besitzt; eine erste Spiralfeder 62 (entsprechend einem ersten elastischen Element der vorliegenden Erfindung), welche aus Federstahl hergestellt ist und zwischen dem eingangsseitigen Drehelement 56 und dem Flansch 60 angeordnet ist, und welche das eingangsseitige Drehelement 56 und den Flansch 60 wirksam koppelt, während sich diese in Abhängigkeit eines relativen Rotationsbetrages zwischen diesen elastisch verformt; und eine zweite Spiralfeder 64 (entsprechend einem zweiten elastischen Element der vorliegenden Erfindung), welche zwischen dem eingangsseitigen Drehelement 56 und dem ausgangsseitigen Drehelement 58 angeordnet ist, und welche das eingangsseitige Drehelement 56 und das ausgangsseitige Drehelement 58 wirksam koppelt, während sich diese in Abhängigkeit eines relativen Rotationsbetrages zwischen diesen elastisch verformt. Bei dieser Ausführungsform befindet sich die erste Spiralfeder 62 bei der äußeren Umfangsseite der zweiten Spiralfeder 64 und die Mitte der ersten Spiralfeder 62 und die Mitte der zweiten Spiralfeder 64 sind bei Positionen angeordnet, welche in der Richtung der axialen Mitte C zusammenfallen bzw. übereinstimmen.
Das eingangsseitige Drehelement 56 besteht aus einem Paar aus einer scheibenartige ersten Platte 72 und einer zweiten Platte 74, welche durch einen Anschlagstift 70 (Stift), der aus einem Niet besteht, relativ nicht drehbar befestigt sind, wobei die erste Spiralfeder 62 und die zweite Spiralfeder 64 in der Axialrichtung (axiale Mittenrichtung) dazwischen aufgenommen sind.
Ein erstes offenes Loch 73a zum Aufnehmen der ersten Spiralfeder 62 und ein zweites offenes Loch 75a zum Aufnehmen der zweiten Spiralfeder 64 sind in der ersten Platte 72 ausgebildet. Ein erstes offenes Loch 73b zum Aufnehmen der ersten Spiralfeder 62 und ein zweites offenes Loch 75b zum Aufnehmen der zweiten Spiralfeder 64 sind in gleicher Art und Weise in der zweiten Platte 74 ausgebildet.
Der Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76 ist zum Verhindern der Übertragung eines Drehmoments angeordnet, welches einen vorgegebenen Drehmomentwert übersteigt, und dieser ist zwischen dem Schwungrad 50 und dem eingangsseitigen Drehelement 56 angeordnet. Der Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76 enthält eine kreisförmige plattenartige erste Eingangsplatte 66 und eine scheibenartige zweite Eingangsplatte 68 mit einem teilweise abgekanteten Querschnitt, welche jeweils einen äußeren Umfangsabschnitt besitzen, der durch einen Bolzen 54 an dem Schwungrad 50 befestigt ist; eine kreisförmige plattenartige Reibplatte 78, welche mit der inneren Umfangsseite der ersten Eingangsplatte 66 verbunden ist; eine kreisförmige plattenartige Reibplatte 82, welcher mit einem kreisförmigen plattenartigen Zwischenelement 80 verbunden ist; eine scheibenartige Begrenzungs-Belagplatte 84 mit einem äußeren Umfangsabschnitt, welcher durch die Reibplatte 78 und die Reibplatte 82 dazwischen aufgenommen ist, und einem inneren Umfangsabschnitt, welcher durch den Anschlagstift 70 befestigt ist, so dass dieser relativ zu der ersten Platte 72 und der zweiten Platte 74 nicht drehbar ist; und eine kegelförmige Scheibenfeder 86, welche zwischen einem inneren Umfangsabschnitt der zweiten Eingangsplatte 68 und dem Zwischenelement 80 axial eingefügt ist und das Zwischenelement 80 in Richtung der Reibplatte 82 drückt, um zwischen den Reibplatten 78 und 82 und der Begrenzungs-Belagplatte 84 eine vorbestimmte Reibkraft zu erzeugen.
Da die Begrenzungs-Belagplatte 84 einen abgekanteten Abschnitt 84a besitzt, welcher bei einem radialen Zwischenabschnitt parallel mit der axialen Mitte C ausgebildet ist, sind die inneren und äußeren Umfangsabschnitte der Begrenzungs-Belagplatte 84 bei axial beabstandeten Positionen eingestellt bzw. angeordnet. Der innere Umfangsabschnitt der Begrenzungs-Belagplatte 84 ist durch den Anschlagstift 70 an der ersten Platte 72 und der zweiten Platte 74 befestigt und wird mit den Platten 72 und 74 daher einstückig rotiert. Die Scheibenfeder 86 ist zwischen der zweiten Eingangsplatte 68 und dem Zwischenelement 80 axial eingefügt und drückt das Zwischenelement 80 mit einer elastischen Rückstellkraft in Richtung der Reibplatte 82, und dadurch wird zwischen den Reibplatten 78 und 82 und der Begrenzungs-Belagplatte 84 über das Zwischenelement 80 eine Reibkraft erzeugt. Die Steifigkeit der Scheibenfeder 86 wird im Vorhinein durch Experimentieren oder einer Berechnung erhalten und derart eingestellt, dass, falls ein Drehmoment aufgebracht wird, welches einen bei der Dämpfungsvorrichtung 38 vorgegebenen zulässigen Drehmomentwert überschreitet, zwischen den Reibplatten 78 und 82 und der Begrenzungs-Belagplatte 84 ein Rutschen bzw. Gleiten (Relativrotation) auftritt. Dadurch wird ein Drehmoment, welches den zulässigen Drehmomentwert überschreitet, nicht zu der Dämpfungsvorrichtung 38 übertragen, was die Dämpfungsvorrichtung 38, die Planetengetriebevorrichtung 26 usw. (das Antriebssystem) davor bewahrt, aufgrund der übermäßigen Drehmomentübertragung beschädigt oder dauerhaft verschlechtert zu werden.
Das ausgangsseitige Drehelement 58 besteht aus einem zylindrischen Nabenabschnitt 58a, welcher ausgebildete innere Umfangszähne für eine Keilwellenverbindung der Leistungsübertragungswelle 39 mit einem inneren Umfangsabschnitt besitzt, und einem scheibenartigen Flanschabschnitt 58b, welcher von einer äußeren Umfangsfläche des Nabenabschnittes 58a zu der äußeren Umfangsseite erstreckt ist.
Bei der inneren Umfangsseite der ersten Spiralfeder 62 ist ein Hysterese-Mechanismus 88 zum Erzeugen eines Hysterese-Drehmoments der Dämpfungsvorrichtung 38 angeordnet. Der Hysterese-Mechanismus 88 enthält ein Paar von Reibplatten 90a und 90b mit einem L-förmigen Querschnitt, welche in einen Spalt zwischen dem inneren Umfangsende der ersten Platte 72 und dem Flanschabschnitt 58b und einem Spalt zwischen dem inneren Umfangsende der zweiten Platte 74 und dem Flanschabschnitt 58b eingefügt sind, und eine Scheibenfeder 92, welche in einen Spalt zwischen der Reibplatte 90b und dem inneren Umfangsende der zweiten Platte 74 eingefügt ist. Eine elastische Rückstellkraft der Scheibenfeder 92 erzeugt ein Hysterese-Drehmoment, welches zwischen sowohl der ersten Platte 72 als auch der zweiten Platte 74 und dem Flanschabschnitt 58b wirkt. Das durch den Hysterese-Mechanismus 88 erzeugte Hysterese-Drehmoment wird durch Anpassen der Steifigkeit der Scheibenfeder 92 geeignet angepasst.
Der Flansch 60 ist bei der äußeren Umfangsseite der ersten Spiralfeder 62 angeordnet. Der Flansch 60 ist ein ringförmiges Element mit einer vorbestimmten trägen Masse und ist derart angeordnet, dass dieser in einer axialen Richtung in einem Spalt zwischen der ersten Platte 72 und der zweiten Platte 74 aufgenommen ist. Das Schwungrad 50 und die Dämpfungsvorrichtung 38 sind bei Positionen eingestellt bzw. angeordnet, welche durch einen vorbestimmten Wert axial beabstandet sind, so dass der Flansch 60 bei der äußeren Umfangsseite der ersten Spiralfeder 62 angeordnet werden kann. Insbesondere sind das Schwungrad 50 und die Dämpfungsvorrichtung 38 bei Positionen angeordnet, welche in dem Maße beabstandet sind, dass bei der äußeren Umfangsseite der ersten Spiralfeder 62 ein Raum ausgebildet ist. Dadurch ist die axiale Länge des abgekanteten Abschnittes 84a, welcher bei der Begrenzungs-Belagplatte 84 ausgebildet ist, derart eingestellt, dass das Schwungrad 50 und die Dämpfungsvorrichtung 38 bei Positionen angeordnet sind, welche in einem Ausmaß axial beabstandet sind, dass bei der äußeren Umfangsseite der ersten Spiralfeder 62 ein Raum ausgebildet ist.
Ein Paar von Reibplatten 94a und 94b ist in einem Spalt zwischen der ersten Platte 72 und dem Flansch 60, und in einem Spalt zwischen der zweiten Platte 74 und dem Flansch 60 axial dazwischen angeordnet. Die Reibplatten 94a und 94b besitzen jeweilige Vorsprungsabschnitte 95, welche in der axialen Richtung ausgebildet sind und sich in dieser erstrecken, und die Vorsprungsabschnitte 95 sind in Passlöcher 98 eingepasst, welche in der ersten Platte 72 und in der zweiten Platte 74 ausgebildet sind, um zu veranlassen, dass die Reibplatten 94a und 94b relativ zu der ersten Platte 72 und der zweiten Platte 74 nicht drehbar sind. Zwischen der Reibplatte 94a und der zweiten Platte 74 ist eine Scheibenfeder 96 eingefügt, um in Abhängigkeit einer elastischen Rückstellkraft der Scheibenfeder 96 zwischen dem Flansch 60 und sowohl der ersten Platte 72 als auch der zweiten Platte 74 eine Reibkraft zu erzeugen. Ein Reib-Mechanismus 97 mit einer Vibrations-Dämpfungsfunktion besteht aus den Reibplatten 94a und 94b und der Scheibenfeder 96.
3 ist eine Pfeilansicht der Dämpfungsvorrichtung 38 von 2 aus Sich der Seite eines Pfeils A (die Seite der zweiten Platte 74) und stellt einen Querschnitt teilweise dar, welcher durch einen Schnitt entlang einer Schnittlinie B, welche in 2 dargestellt ist, erhalten wird. Die in 2 dargestellte Querschnittsansicht entspricht einer Querschnittsansicht, welche durch Schneiden entlang einer Schnittlinie D von 3 erhalten wird. Wie in 3 dargestellt ist, besitzt die Dämpfungsvorrichtung 38 die vier zweiten offenen Löcher 75b, welche in der zweiten Platte 74 bei gleichem Winkelintervallen in einer Umfangsrichtung zum Aufnehmen der zweiten Spiralfedern 64 ausgebildet sind, und die zweiten Spiralfedern 64 sind entsprechend in den zweiten offenen Löchern 75b aufgenommen. Jede der zweiten Spiralfedern 64 ist bei beiden axialen Enden gehalten und wird durch Feder-Halteelemente 102, welche beispielsweise aus verstärktem Kunststoff hergestellt sind, davor bewahrt, abzuspringen bzw. abzufallen. Die erste Platte 72 ist im Wesentlichen in der gleichen Art und Weise konfiguriert wie die zweite Platte 74, so dass die zweiten Spiralfedern 64 gehalten werden können.
Die zweite Platte 74 besitzt die vier ersten offenen Löcher 73b, welche bei der äußeren Umfangsseite der zweiten offenen Löcher 75b zum Aufnehmen der ersten Spiralfedern 62 bei gleichem Winkelintervallen in einer Umfangsrichtung ausgebildet sind, und die ersten Spiralfedern 62 sind in den ersten offenen Löchern 73b entsprechend aufgenommen. Die ersten Spiralfedern 62 besitzen eine längere axiale Länge wie die zweiten Spiralfedern 64, wie in 3 dargestellt ist, und sind in einer Bogengestalt ausgebildet. Die ersten Spiralfedern 62 werden durch Feder-Haltewände 106, welche bei der inneren Umfangsseite der ersten offenen Löcher 73b in einer Bogengestalt ausgebildet sind, und Feder-Haltewände 108, welche bei der äußeren Umfangsseite der ersten offenen Löcher 73b in einer Bogengestalt ausgebildet sind, gehalten und davor bewahrt, abzuspringen bzw. abzufallen. Die erste Platte 72 besitzt ebenso die Feder-Haltewände 106 und die Feder-Haltewände 108, welche in der gleichen Art und Weise wie bei der zweiten Platte 74 ausgebildet sind, so dass die Federn nicht abspringen bzw. abfallen können. Wie in 2 und 3 dargestellt ist, sind die erste Platte 72 und die zweite Platte 74 durch eine Mehrzahl der umlaufend angeordneten Anschlagstifte 70 relativ nicht-drehbar befestigt. Ein axialer Spalt zwischen der ersten Platte 72 und der zweiten Platte 74 wird konstant gehalten. Die Anschlagstifte 70 befestigen bzw. fixieren nicht nur die erste Platte 72 und die zweite Platte 74, sondern dienen ebenso als Nieten zum Befestigen der Begrenzungs-Belagplatte 84 des Drehmoments-Begrenzungsmechanismus 76 an dem eingangsseitigen Drehelement 56 (die erste Platte 72 und die zweite Platte 74).
Wie in der Querschnittsansicht von 3 dargestellt ist, besitzt das ausgangsseitige Drehelement 58 die vier Flanschabschnitte 58b, welche in Richtung des äußeren Durchmessers bei gleichen Winkelintervallen in einer Umfangsrichtung ausgebildet sind und sich in dieser erstrecken. Die zweiten Spiralfeder 64 sind entsprechend in Spalte eingefügt, welche zwischen den Flanschabschnitten 58b ausgebildet sind. Wie in der Querschnittsansicht von 3 dargestellt ist, besitzt der Flansch 60 vier Trennwände 110, welche in Richtung des inneren Umfangs bei gleichen Winkelintervallen in einer Umfangsrichtung ausgebildet sind und sich in dieser erstrecken. Die ersten Federn 62 sind entsprechend in Spalte eingefügt, welche zwischen den Trennwänden 110 ausgebildet sind.
Die Anschlagstifte 70 dienen ebenso als Dämpfungs-Schutzvorrichtung, welche einen relativen Rotationsbetrag zwischen dem eingangsseitigen Drehelement 56 (die erste Platte 72 und die zweite Platte 74) und den Flanschabschnitten 58b des ausgangsseitigen Drehelements 58 innerhalb eines vorbestimmten Betrages, welcher im Vorhinein eingestellt wird, begrenzen. Wie in der Querschnittsansicht von 3 dargestellt ist, werden, falls ein relativer Rotationsbetrag zwischen den Flanschabschnitten 58b und sowohl der ersten Platte 72 als auch der zweiten Platte 74 beispielsweise infolge des Auftretens einer erheblichen Drehmomentvariation bei der Maschine 24 den im Vorhinein eingestellten vorbestimmten Betrag erreicht, die Flanschabschnitte 58b und die Anschlagstifte 70 in Kontakt miteinander gebracht und davor bewahrt, sich weiterhin relativ zu drehen. Mit anderen Worten, ein elastischer Deformationsbetrag (ein Betriebswinkel) der zweiten Spiralfedern 64 ist innerhalb eines vorgegebenen Wertes beschränkt, um eine Beschädigung und eine dauerhafte Verschlechterung der zweiten Spiralfedern und der Feder-Halteelemente 102 zu verhindern.
Die Anschlagstifte 70 dienen ebenso als eine Dämpfungs-Schutzvorrichtung, welche einen relativen Rotationsbetrag zwischen dem eingangsseitigen Drehelement 56 (die erste Platte 72 und die zweite Platte 74) und dem Flansch 60 innerhalb eines vorbestimmten Wertes, welcher im Vorhinein eingestellt wird, begrenzen. Wie in der Querschnittsansicht von 3 dargestellt ist, werden, falls ein relativer Rotationsbetrag zwischen sowohl der ersten Platte 72 als auch der zweiten Platte 74 und dem Flansch 60 beispielsweise infolge des Auftretens einer erheblichen Drehmomentvariation bei der Maschine 24 den im Vorhinein eingestellten vorbestimmten Wert erreicht, die Trennwände 110 des Flansches 60 und die Anschlagstifte 70 in Kontakt miteinander gebracht und davor bewahrt, sich weiterhin relativ zu drehen. Mit anderen Worten, ein elastischer Deformationsbetrag (ein Betriebswinkel) der ersten Spiralfedern 62 ist innerhalb eines vorgegebenen Wertes beschränkt, um eine Beschädigung und eine dauerhafte Verschlechterung der ersten Spiralfedern 62 zu verhindern. Dadurch beschränken die Anschlagstifte 70 nicht nur den relativen Rotationsbetrages zwischen dem eingangsseitigen Drehelement 56 (die erste Platte 72 und die zweite Platte 74) und den Flanschabschnitten 85b (das ausgangsseitige Drehelement 58), sondern besitzen ebenso eine Funktion des Beschränkens des relativen Rotationsbetrages zwischen dem eingangsseitigen Drehelement 56 (die erste Platte 72 und die zweite Platte 74) und dem Flansch 60.
Aufgrund der vorstehend beschriebenen Konfiguration wird, wenn die Rotation der Maschine 24 über die Kurbelwelle 36, das Schwungrad 50 und den Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76 zu dem eingangsseitigen Drehelement 56 (die erste Platte 72 und die zweite Platte 74) übertragen wird, die Rotation über die Feder-Halteelemente 102 und die zweiten Spiralfedern 64 zu dem ausgangsseitigen Drehelement 58 (den Flanschabschnitten 58b) übertragen. In diesem Fall übertragen die zweiten Spiralfedern 64 die Rotation zu den Flanschabschnitten 58b, während diese in Abhängigkeit der relativen Rotation, welche zwischen dem eingangsseitigen Drehelement 56 und dem ausgangsseitigen Drehelement 58 (dem Flansch 58b) erzeugt wird, elastisch verformt werden. Dadurch koppeln die zweiten Spiralfedern 64 das eingangsseitige Drehelement 56 und die Flanschabschnitte 58b (das ausgangsseitige Drehelement 58) wirksam, während sich diese in Abhängigkeit der relativen Rotation zwischen diesen elastisch verformen. Da das ausgangsseitige Drehelement 58 mit der Leistungsübertragungswelle 39 gekoppelt ist, wird die Rotation davon zu dem Träger CA0 der Planetengetriebevorrichtung 26 geführt.
Die Rotation des eingangsseitigen Drehelements 56 wird über die ersten Spiralfedern 62 zu dem Flansch 60 übertragen. In diesem Fall übertragen die ersten Spiralfedern 62 die Rotation zu dem Flansch 60, während diese in Abhängigkeit der relativen Rotation, welche zwischen dem eingangsseitigen Drehelement 56 und dem Flansch 60 erzeugt wird, elastisch verformt werden. Dadurch koppeln die ersten Spiralfedern 62 das eingangsseitige Drehelement 56 und den Flansch 60 wirksam, während sich diese in Abhängigkeit der relativen Rotation zwischen diesen elastisch verformen.
Wie vorstehend beschrieben, ist der Flansch 60 über die ersten Spiralfedern 62 mit dem eingangsseitigen Drehelement 56 (der ersten Platte 72 und der zweiten Platte 74) gekoppelt, wodurch ein dynamischer Dämpfer 112 geschaffen wird, welche aus dem Flansch 60 und den ersten Spiralfedern 62 besteht. Die Reibplatte 94a, die Reibplatte 94b und die Scheibenfeder 96, welche zwischen dem Flansch 60 und sowohl der ersten Platte 72 als auch der zweiten Platte 74 eingefügt sind, dienen als ein Dämpfungsmechanismus (Dämpfungsglied) des dynamischen Dämpfers 112. Da die zweiten Spiralfedern 64 als elastische Elemente verwendet werden, welche den dynamischen Dämpfer 112 bilden, besitzt der dynamische Dämpfer 112 im Vergleich zu Gummi usw. hochzuverlässige und stabile Torsionscharakteristiken und besitzt eine hohe Stabilität der Frequenz gegenüber Temperaturveränderungen. Da die ersten Spiralfedern 62 mit der ersten Platte 72 und der zweiten Platte 74, welche die zweiten Spiralfedern 64 halten, wirksam gekoppelt sind, das heißt, die erste Platte 72 und die zweite Platte 74 werden gemeinsam verwendet, unterdrückt der dynamische Dämpfer 112 aufgrund des Vorsehens des dynamischen Dämpfers 112 einen Anstieg der Anzahl von Komponenten.
Bei der Dämpfungsvorrichtung 38 der Ausführungsform ist der dynamische Dämpfer 112, welcher hauptsächlich aus dem Flansch 60 und den ersten Spiralfedern 62 besteht, mit dem eingangsseitigen Drehelement 56 gekoppelt. Da das eingangsseitige Drehelement 56 mit der Maschine 24 und dem Schwungrad 50 gekoppelt ist, ist der dynamische Dämpfer 112 mit einer Struktur mit einer großen trägen Masse einschließlich der Maschine 24 und dem Schwungrad 50 gekoppelt. Diese Struktur mit großer träger Masse entspricht einer Struktur mit der Maschine 24 und dem Schwungrad 50, welche im Vergleich zu der mit dem ausgangsseitigen Drehelement 58 gekoppelten Leistungsübertragungswelle 39 eine größere träge Masse besitzt.
Wenn der dynamische Dämpfer 112 mit der Struktur mit großer träger Masse (der Maschine 24 und dem Schwungrad 50) verbunden ist, ist der Vibrations-Dämpfungseffekt (Vibrations-Absorptionseffekt) des dynamischen Dämpfers 112 zu dem Zeitpunkt des Auftretens einer Torsionsresonanz erhöht. Eine Struktur mit größerer träger Masse besitzt zu dem Zeitpunkt des Auftretens von Torsionsresonanz im Allgemeinen eine größere bzw. höhere Vibrations- bzw. Schwingungsenergie. Falls der dynamische Dämpfer 112 mit der Struktur mit großer träger Masse verbunden ist, wird die Vibrationsenergie durch den dynamischen Dämpfer 112 wirkungsvoll absorbiert. Dadurch bewirkt das Koppeln des dynamischen Dämpfers 112 mit dem eingangsseitigen Drehelement 56, dass der dynamische Dämpfer 112 die Vibrationsenergie der Maschine 24 und des Schwungrades 50 zu dem Zeitpunkt der Resonanz absorbiert und dadurch ist der Vibrations-Dämpfungseffekt erhöht.
Bei dem dynamischen Dämpfer 112 werden die Grundcharakteristiken (Eigenfrequenz) des dynamischen Dämpfers 112 durch Anpassen der trägen Masse des Flansches 60 und der Steifigkeit der ersten Spiralfedern 62 angepasst. Das Dämpfungsglied des dynamischen Dämpfers 112 wird durch Anpassen der Reibkoeffizienten und der radialen Anordnungspositionen der Reibplatten 94a und 94b und der Steifigkeit der Scheibenfeder 96 geeignet angepasst.
Die ersten Spiralfedern 62 sind im Vergleich zu den zweiten Spiralfedern 64 in einer radialen Richtung bei der äußeren Umfangsseite angeordnet. Dadurch wird, selbst wenn das Drehmoment gleich ist, eine Last, welche auf den dynamischen Dämpfer 112 aufgebracht wird, im Vergleich zu dem Fall des Anordnens der ersten Spiralfedern 62 bei der inneren Umfangsseite relativ verkleinert, wodurch die Steifigkeit der ersten Spiralfedern 62 verkleinert werden kann. Folglich kann die Eigenfrequenz des dynamischen Dämpfers 112 proportional zu der Steifigkeit der ersten Spiralfedern 62 auf einfache Art und Weise auf eine niedrigere Frequenz eingestellt werden.
Da die Dämpfungsvorrichtung 38 den bei der Begrenzungs-Belagplatte 84 ausgebildeten abgekanteten Abschnitt 84a besitzt und der Flansch 60 entsprechend bei der Position angeordnet ist, welche von dem Schwungrad 50 durch einen vorbestimmten Wert axial beabstandet ist, ist ein Raum zum Anordnen des Flansches 60 erweitert und die träge Masse des Flansches 60 kann auf einfache Art und Weise erhöht werden. Da es bekannt ist, dass die träge Masse und die Eigenfrequenz des Flansches 60 in einem umgekehrt proportionalen Verhältnis zueinander stehen, kann die Eigenfrequenz des dynamischen Dämpfers 112 auf eine noch niedrigere Frequenz eingestellt werden.
4 stellt ein Berechnungsergebnis eines Vibrations-Dämpfungseffekts dar, welcher durch Konfigurieren der Dämpfungsvorrichtung 38, wie vorstehend beschrieben, erreicht wird. In 4 gibt die horizontale Achse die Frequenz an und die vertikale Achse gibt eine Drehmoment-Verstärkungsrate der radseitigen Ausgangswelle 14 zu der Maschine 24 (Drehmoment der radseitigen Ausgangswelle 14/Maschinendrehmoment) an. Während die Drehmoment-Verstärkungsrate ansteigt, steigt die Vibrations-Übertragungsempfindlichkeit an. 4 stellt ebenso Vergleichsbeispiele eines Modells ohne den dynamischen Dämpfer 112 (gestrichelte Linie: Original), den Fall des Erhöhens der Steifigkeit der Dämpferfedern (die zweiten Spiralfedern 64 in der Ausführungsform), um mit der Torsionsresonanz ohne das Vorsehen des dynamischen Dämpfers 112 umzugehen (strichpunktierte Linie: Federsteifigkeit-Erhöhung), und den Fall des Erhöhens des Hysterese-Drehmoments eines Hysterese-Mechanismus, um mit der Torsionsresonanz ohne das Vorsehen des dynamischen Dämpfers 112 umzugehen (strichpunktierte Linie mit zwei Punkten: Hysterese-Erhöhung) dar.
Maschinendrehzahlen entsprechend den Frequenzen der Rotation 0,5er Ordnung und der Maschinenexplosion erster Ordnung (entsprechend der Rotation zweiter Ordnung einer Vierzylindermaschine) sind unterhalb der horizontalen Achse als Referenz angegeben. Beispielsweise entspricht eine Frequenz von 15 Hz bei der Rotation 0,5er Ordnung einer Maschinendrehzahl von 1800 U/min, und bei der Explosion erster Ordnung (der Rotation zweiter Ordnung einer Vierzylindermaschine) einer Maschinendrehzahl von 450 U/min. 4 offenbart, dass die Torsionsresonanz der Rotation 0,5er Ordnung in einem normalen Maschinen-Rotationsbereich (im Allgemeinen ein Bereich größer oder gleich 1000 U/min) auftritt.
Wie in 4 dargestellt, steigt die Drehmoment-Verstärkungsrate in dem Fall, bei welchem der dynamische Dämpfer 112 nicht vorgesehen ist, wie durch die gestrichelte Linie (nachfolgend: Original) angegeben ist, mit einer Frequenz nahe 13 Hz. Dadurch tritt die Torsionsresonanz auf. Andererseits ist die Drehmoment-Verstärkungsrate in dem Fall des Erhöhens der Federsteifigkeit, wie durch die strichpunktierte Linie dargestellt (nachfolgend: Federsteifigkeit-Erhöhung), obwohl die Torsionsresonanz, welche bei einer Frequenz nahe 13 Hz auftritt, gedämpft wird und ein bestimmter Effekt erreicht wird, bei der höheren Frequenzseite im Vergleich zu dem Original größer. In dem Fall des Erhöhens des Hysterese-Drehmoments (nachfolgend: Hysterese-Erhöhung) ist die Drehmoment-Verstärkungsrate im Vergleich zu dem Original bei der höheren Frequenzseite größer, obwohl die Torsionsresonanz, welche bei einer Frequenz nahe 13 Hz auftritt, gedämpft wird und ein bestimmter Effekt erreicht wird.
Im Gegensatz dazu, falls die Dämpfungsvorrichtung 38 der Ausführungsform vorgesehen ist, wird die Torsionsresonanz, welche bei einer Frequenz nahe 13 Hz auftritt, gedämpft, wie mit einer durchgehenden Linie angegeben ist, und das Drehmoment-Verstärkungsverhältnis wird selbst auf der höheren Frequenzseite in der gleichen Art und Weise wie das Original verändert. Dadurch kann, falls die Dämpfungsvorrichtung 38 der Ausführungsform vorgesehen ist, der Dämpfungseffekt in dem Resonanzbereich erreicht werden, ohne die Drehmoment-Verstärkungsrate (Übertragungsempfindlichkeit) in dem Hochfrequenzbereich zu erhöhen.
Obwohl der Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76 in dem normalen Fahrzustand nicht betätigt wird, wird der Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76 betätigt, wenn das Drehmoment, welches dem Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76 eingegeben wird bzw. auf diesen übertragen wird, in einem vorbestimmten Fahrzustand ein zulässiges Drehmoment Tmax überschreitet. Während beispielsweise die Drehmoment-Verstärkungsrate zu dem Zeitpunkt der Torsionsresonanz ansteigt, wird der Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76 leichter betätigt. Jedoch ist die Betätigung des Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76 nicht wünschenswert und die Anzahl der Betätigungen soll reduziert werden. Diesbezüglich ist bei der Dämpfungsvorrichtung 38 der Ausführungsform die Anzahl der Betätigungen des Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76 beschränkt, während die Drehmoment-Verstärkungsrate zu dem Zeitpunkt der Torsionsresonanz durch den dynamischen Dämpfer 112 gedämpft ist, wie in 4 dargestellt ist. Dies reduziert die Abriebverluste der Reibplatten 78 und 82 des Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76, wodurch stabile Drehmoment-Begrenzungscharakteristiken sichergestellt werden.
Wie vorstehend beschrieben, besteht der dynamische Dämpfer 112 gemäß der Ausführungsform aus dem Flansch 60 und den ersten Spiralfedern 62, welche den Flansch 60 mit dem eingangsseitigen Drehelement 56 wirksam koppeln. Das eingangsseitige Drehelement 56 ist über das Schwungrad 50 usw. mit der Maschine 24 mechanisch gekoppelt und besitzt daher im Vergleich zu dem ausgangsseitigen Drehelement 58 eine größere träge Masse. Da der dynamische Dämpfer 112 mit der Seite des eingangsseitigen Drehelements 56 mit der größeren trägen Masse als die des ausgangsseitigen Drehelements 58 gekoppelt ist, ist der Dämpfungseffekt des dynamischen Dämpfers 112 erhöht. Dies liegt daran, da eine Struktur mit größerer träger Masse im Allgemeinen eine größere Vibrationsenergie besitzt, und wenn der dynamische Dämpfer 112 mit der Seite des eingangsseitigen Drehelements 56 entsprechend der Struktur mit großer träger Masse gekoppelt ist, wird die Vibrationsenergie zu dem Zeitpunkt des Auftretens der Torsionsresonanz durch den dynamischen Dämpfer 112 wirkungsvoll absorbiert. Da sich die Dämpfercharakteristiken von Grundcharakteristiken einer herkömmlichen Dämpfungsvorrichtung mit Ausnahme davon, dass der dynamische Dämpfer 112 vorgesehen ist, nicht unterscheiden, wird die Vibrations-Übertragungsempfindlichkeit daran gehindert, auf der Hochfrequenzseite anzusteigen.
Gemäß der Ausführungsform sind die ersten Spiralfedern 62 im Vergleich zu den zweiten Spiralfedern 64 auf der äußeren Umfangsseite angeordnet. Da eine auf die ersten Spiralfedern 62 aufgebrachte Last kleiner wird, wenn die ersten Spiralfedern 62 bei der äußeren Umfangsseite angeordnet sind, selbst wenn das Drehmoment gleich ist, kann die Federsteifigkeit der ersten Spiralfedern 62 gesenkt werden. Dadurch kann die Eigenfrequenz des dynamischen Dämpfers 112 proportional zu der Federsteifigkeit der ersten Spiralfedern 62 auf eine niedrigere Frequenz eingestellt werden. Da die ersten Federn 62 und die zweiten Federn 64 aus Spiralfeder bestehen, besitzt der dynamische Dämpfer 112 im Vergleich zu Gummi usw. hochzuverlässige und stabile Torsionscharakteristiken, und besitzt eine hohe Stabilität der Frequenz gegenüber Temperaturveränderungen.
Gemäß der Ausführungsform ist die Dämpfungsvorrichtung 38 bei einer Position angeordnet, welche von dem Schwungrad 50 durch einen vorbestimmten Wert axial beabstandet ist, und der Flansch 60 ist bei der äußeren Umfangsseite der ersten Spiralfedern 62 angeordnet. Folglich kann der Flansch 60 in einem Raum angeordnet werden, welcher durch Anordnen der Dämpfungsvorrichtung 38 bei einer von dem Schwungrad 50 axial beabstandeten Position bei der äußeren Umfangsseite der ersten Spiralfedern 62 ausgebildet ist. Da der Flansch in dem Raum angeordnet ist, ist eine Anpassungsbreite des Flansches 60 erweitert und die träge Masse des Flansches 60 kann auf einfache Art und Weise erhöht werden.
Gemäß der Ausführungsform ist der Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76, welcher eine Übertragung eines Drehmoments verhindert, das einen vorgegebenen Drehmomentwert überschreitet, zwischen dem Schwungrad 50 und dem eingangsseitigen Drehelement 56 angeordnet. Folglich tritt bei dem Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76, falls von der Seite der Maschine 24 ein Drehmoment eingegeben wird, welches den vorgegebenen Drehmomentwert überschreitet, ein Rutschen bzw. Gleiten auf und das Drehmomentwert, welches den Drehmomentwert überschreitet, wird von der Dämpfungsvorrichtung 38 nicht zu dem stromabwärtigen Leistungsübertragungspfad übertragen. Daher dient der Drehmoment-Begrenzungsmechanismus 76 als eine Schutzvorrichtung, um eine Beschädigung und dauerhafte Verschlechterung des Antriebssystems einschließlich der Dämpfungsvorrichtung 38 aufgrund einer übermäßigen Drehmomentübertragung zu verhindern.
Gemäß der Ausführungsform ist der Reibmechanismus 97, welcher aus den Reibplatten 94a und 94b und der Scheibenfeder 96 besteht, zwischen dem eingangsseitigen Drehelement 56 und dem Flansch 60 angeordnet. Folglich kann durch Anpassen der Reibkoeffizienten und der Anordnungspositionen der Reibplatten 94a und 94b und der Steifigkeit der Scheibenfeder 96 usw. zusätzlich zu der Grundleistung des dynamischen Dämpfers 112 ebenso der Vibration-Dämpfungseffekt von dem Reibmechanismus 97 erreicht werden.
Gemäß der Ausführungsform werden die Anschlagstifte 70 zum Halten des eingangsseitigen Drehelements 56 mit dem Flansch 60 in Kontakt gebracht, wenn ein relativer Rotationsbetrag zwischen dem eingangsseitigen Drehelement 56 und dem Flansch 60 einen im Vorhinein eingestellten vorbestimmten Wert erreicht, und wirken infolge des Kontakts mit dem ausgangsseitigen Drehelement 58, wenn ein relativer Rotationsbetrag zwischen dem eingangsseitigen Drehelement 56 und dem ausgangsseitigen Drehelement 58 den im Vorhinein eingestellten vorbestimmten Wert erreicht, ebenso als die Anschlagstifte 70, welche die elastischen Deformationsbeträge der ersten Spiralfedern 62 und der zweiten Spiralfedern 64 beschränken. Dies führt zu der Verwendung der Anschlagstifte 70 als Bauelemente, welche das eingangsseitige Drehelement 56 halten und die ersten Spiralfedern 62 und die zweiten Spiralfedern 64 schützen. Dadurch können die gemeinsamen Anschlagstifte 70, welche zwei Funktionen erfüllen, die Anzahl von Nieten reduzieren, wodurch die Herstellungskosten reduziert werden.
Obwohl die Ausführungsform der vorliegenden Erfindung mit Bezug auf die Abbildungen detailliert beschrieben wurde, ist die vorliegende Erfindung in anderen Formen anwendbar.
Obwohl die ersten Spiralfedern 62 der Ausführungsform beispielsweise eine axiale Länge besitzen, welche länger ist als die zweiten Spiralfedern 64, und diese bei der Ausführungsform in einer Bogengestalt ausgebildet sind, können die ersten Spiralfedern 62 eine axiale Länge besitzen, welche nicht länger ist, und können eine lineare Gestalt besitzen.
Obwohl die Fahrzeugantriebsvorrichtung 10 bei der Ausführungsform eine Hybrid-Antriebsvorrichtung einschließlich der Elektromotoren MG1 und MG2 ist, ist die vorliegende Erfindung nicht auf eine Hybrid-Antriebsvorrichtung beschränkt und diese ist auf andere Typen von Antriebsvorrichtungen, wie Antriebsvorrichtungen mit herkömmlichen Fahrzeug-Automatikgetrieben, geeignet anwendbar.
Obwohl die Anzahl der ersten Spiralfedern 62 und der zweiten Spiralfedern 64 bei der Ausführungsform vier beträgt, ist die Anzahl der Federn nicht in besonderer Art und Weise beschränkt und kann frei verändert werden.
Obwohl die Scheibenfeder 96 bei der Ausführungsform als eine Komponente des Reibmechanismus 97 verwendet wird, kann ein Abschnitt der Reibplatte 94b deformiert und als eine Scheibenfeder verwendet werden.
Bezugszeichenliste

24: Maschine
36: Kurbelwelle (Ausgangswelle der Maschine)
38: Dämpfungsvorrichtung (Fahrzeugdämpfungsvorrichtung)
39: Leistungsübertragungswelle
50: Schwungrad (Leistungsübertragungselement)
56: eingangsseitiges Drehelement
58: ausgangsseitiges Drehelement
60: Flansch (Masse- bzw. Massenkörper)
62: erste Spiralfeder (erstes elastisches Element)
64: zweite Spiralfeder (zweites elastisches Element)
70: Anschlagstift (Stift)
76: Drehmoment-Begrenzungsmechanismus

Claims

Fahrzeugdämpfungsvorrichtung (38), welche zwischen einem Leistungsübertragungselement (50), das mit einer Ausgangswelle (36) einer Maschine (24) gekoppelt ist, und einer Leistungsübertragungswelle (39), die konzentrisch und drehbar bezüglich des Leistungsübertragungselements (50) angeordnet ist, angeordnet ist, wobei die Fahrzeugdämpfungsvorrichtung (38) aufweist: ein eingangsseitiges Drehelement (56), auf welches Leistung der Maschine (24) über das Leistungsübertragungselement (50) aufgebracht wird; ein ausgangsseitiges Drehelement (58), welches mit der Leistungsübertragungswelle (39) relativ nicht drehbar gekoppelt ist, um relativ zu dem eingangsseitigen Drehelement (56) konzentrisch und drehbar zu sein; einen Massekörper (60), welcher relativ zu dem eingangsseitigen Drehelement (56) drehbar angeordnet ist; ein erstes elastisches Element (62), welches zwischen dem eingangsseitigen Drehelement (56) und dem Massekörper (60) angeordnet ist, wobei das erste elastische Element (62) das eingangsseitige Drehelement (56) und den Massekörper (60) wirksam koppelt, während sich das erste elastische Element (62) in Abhängigkeit eines relativen Rotationsbetrages zwischen dem eingangsseitigen Drehelement (56) und dem Massekörper (60) elastisch verformt; ein zweites elastisches Element (64), welches zwischen dem eingangsseitigen Drehelement (56) und dem ausgangsseitigen Drehelement (58) angeordnet ist, wobei das zweite elastische Element (64) das eingangsseitige Drehelement (56) und das ausgangsseitige Drehelement (58) wirksam koppelt, während sich das zweite elastische Element (64) in Abhängigkeit eines relativen Rotationsbetrages zwischen dem eingangsseitigen Drehelement (56) und dem ausgangsseitigen Drehelement (58) elastisch verformt; und einen dynamischen Dämpfer (112), der aus dem Massekörper (60) und dem ersten elastischen Element (62) besteht, dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpfungsvorrichtung (38) bei einer Position angeordnet ist, welche von dem Leistungsübertragungselement (50) durch einen vorbestimmten Wert axial beabstandet ist, und wobei der Massekörper (60) relativ zu dem ersten elastischen Element (62) bei der äußeren Umfangsseite angeordnet ist.
Fahrzeugdämpfungsvorrichtung (38) nach Anspruch 1, wobei das erste elastische Element (62) und das zweite elastische Element (64) aus Spiralfedern bestehen, und wobei das erste elastische Element (62) relativ zu dem zweiten elastischen Element (64) an der äußeren Umfangsseite angeordnet ist.
Fahrzeugdämpfungsvorrichtung (38) nach Anspruch 1 oder 2, wobei ein Drehmoment-Begrenzungsmechanismus zum Verhindern der Übertragung eines Drehmoments, welches einen vorgegebenen Drehmomentwert überschreitet, zwischen dem Leistungsübertragungselement (50) und dem eingangsseitigen Drehelement (56) angeordnet ist.
Fahrzeugdämpfungsvorrichtung (38) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei ein Stift zum Halten des eingangsseitigen Drehelements (56) mit dem Massekörper (60) in Kontakt kommt, wenn ein relativer Rotationsbetrag zwischen dem eingangsseitigen Drehelement (56) und dem Massekörper (60) einen im Vorhinein eingestellten vorbestimmten Wert erreicht, und mit dem ausgangsseitigen Drehelement (58) in Kontakt kommt, wenn ein relativer Rotationsbetrag zwischen dem eingangsseitigen Drehelement (56) und dem ausgangsseitigen Drehelement (58) einen im Vorhinein eingestellten vorbestimmten Wert erreicht, um als ein Anschlagstift (70) zu dienen, welcher elastische Deformationsbeträge des ersten elastischen Elements (62) und des zweiten elastischen Elements (64) begrenzt.