JP2006300327A - ねじり振動ダンパ - Google Patents

Abstract

【課題】ねじり振動ダンパを提供する。
【解決手段】ねじり振動ダンパが、
駆動装置に連結された、駆動装置側の伝達要素と、
駆動装置側の要素に対して回転するように偏向し得る、動力取出装置側の伝達要素と、
駆動装置側の伝達要素と動力取出装置側の伝達要素との間でトルクを伝達するよう機能し、かつガス媒体を含む貯蔵容器を備えた、少なくとも１つのガススプリング機構を有する２つの伝達要素の間に設置された減衰装置とを備える。ガススプリング機構の貯蔵容器は圧力回路に連結され、これにより、少なくともガススプリング機構によって伝達されるべきトルクに変化がある場合には、少なくとも基本的に、貯蔵容器内で優勢な圧力を再調整することにより、ガススプリング機構の特性を新しいトルクに適応させることができる。
【選択図】図１

Description

本発明は、請求項１の前文によるねじり振動ダンパに関する。

駆動装置側の伝達要素と、
基本的に同一の回転軸を中心として駆動装置側の要素に対して回転するように偏向し得る、動力取出装置（即ち従動装置）側の伝達要素と、
２つの伝達要素の間に設置された減衰装置とを備えたねじり振動ダンパが、特許文献１より知られている。駆動装置側の伝達要素は、内燃機関のクランクシャフトなどの駆動装置に連結され、これに対して、動力取出装置側の伝達要素は、係合可能な及び離脱可能な摩擦クラッチなどのクラッチ装置を経由して、ギアボックス入力シャフトなどの動力取出装置に作動連結するようにされ得る。駆動装置側の伝達要素と動力取出装置側の伝達要素との間でトルクが伝達され得るので、減衰装置には、複数のガススプリングを有するガススプリング機構と複数の鋼スプリングを含む補助スプリング機構との両方が設けられる。ねじり振動が発生すると、鋼スプリングは、変形し、したがって、知られているような形で激しい急な衝撃からより優しい振動プロセスへと変換する。ガススプリングが、急な衝撃のエネルギを吸収する減衰プロセスの原因である。このため、ガススプリングのそれぞれが、シリンダ空間内に空気などのガス媒体を含む貯蔵容器（即ち貯蔵空間）を備える。ガススプリングが圧縮されて、貯蔵容器の容積が減少すると、ガス媒体は、スロットル開口部を通って貯蔵容器から押出される。勿論、ガススプリングに対する荷重が解放されて、貯蔵容器の容積が再び増加すると、新鮮なガス媒体が、周囲からスロットル開口部を通って引き込まれる。このことにより、特別な封止要件を必要とせずに、速度に比例した減衰を達成することができる。

独国特許出願公開第１０２ ５６ １９１ Ａ１号明細書

貯蔵容器内の圧力、したがって知られているガススプリング機構の減衰動作は、当該の瞬間の変形状態による。したがって、このガススプリング機構は、工学業界では、「受動的な」機構と呼ばれる。スロットル開口部は、すべての荷重状態を考えて設計されており、したがって妥協策に過ぎない。鋼スプリングも同じ課題を有する。即ち、そのスプリング特性を操作中に発生する異なる荷重状態に適応させる場合、一定の妥協策を講じなければならない。

鋼スプリングの場合のこのような課題を解決するために、独国特許出願公開第４１２８８６８Ａ１号明細書では、円周方向に１列に複数のスプリングを配置し、異なる特性を有する個々の鋼スプリングを設け、小さいトルクが導入された場合には、より低い特性を有する鋼スプリングのみが圧縮され、これに対して、より大きいトルクが導入された場合には、より高い特性を有する鋼スプリングも圧縮されることについて記述している。しかし、ここでの課題は、鋼スプリングがダンパの毎分回転数の影響を受けることである。つまり、それらの回転が、遠心力により半径方向外向きにされ、次いで、この半径方向の位置に固定され得る。したがって、ねじり振動により、ねじり振動が導入される方向に隣接する鋼スプリングが必ずしも圧縮されることになるとは言えない。つまり、まず第一に、減衰装置が減衰効果を全く有さないことがある。さらにより高い荷重状態の場合にのみ、半径方向外側で固定された位置から鋼スプリングが最後にはずれ得るが、これは、車両内では不愉快な急激な揺れとして認識される。しかし、より高い特性を有して設計され得る、円周方向に隣接する鋼スプリングも、外向きに偏向され、まず固定されてから、これも、さらにより高い荷重状態の影響により、半径方向外側の接触位置からはずれる。したがって、ねじり振動ダンパがこのように動作する場合、全体的な結果として、スプリング機構の、全容積ではなく、ある一定の割合のみが利用可能となる。独国特許出願公開第４１２８８６８Ａ１号明細書で提案されている、鋼スプリングとその半径方向外側の接触点との間に挿入される滑動要素により、この課題の深刻さは減少し得るが、全く排除されるものではない。したがって、この種のねじり振動ダンパが振動を隔離する品質は不十分であり、減衰装置の高い剛性により、車両が運転されている時に比較的しばしば存在する毎分回転数の範囲内の共振周波数を有する。ここで特に重大な点は、同時にエンジントルクが高く、励振しているねじり振動がこれに対応して強い場合の、１，０００〜２，０００ｒｐｍの間のより低い範囲である。このような状況においては、低い唸り音が車両内で聞こえる。

本発明は、極端な状況においても不快な低い唸り音が回避され得るような、ねじり振動ダンパ用の減衰装置を設計する目的に基づくものである。

上記目的は、請求項１によって達成される。ガススプリング機構の貯蔵容器と圧力回路とを接続することにより、「能動的な」ガススプリング機構が作り出され、これにより、ガススプリング機構によって伝達されるべきトルクが変化した場合に貯蔵容器内にある圧力を再調整し、したがってガススプリング機構の特性を必要な場合に新しいトルクに適合することができる。工学業界では、「完全に能動的な」ガススプリング機構と「一部分能動的な」ガススプリング機構とを区別している。完全に能動的なガススプリング機構の場合には、運転情況によりエンジントルクが変化した場合には常に、ガス媒体を貯蔵容器に供給することにより又はガス媒体を貯蔵容器から取り除くことにより、直ちに調整が行われる。しかし、一部分能動的なガススプリング機構の場合には、エンジントルクが大きく変化した場合にのみ調整が起こる。或いは、ガススプリング機構は、受動的なガススプリング機構に匹敵する方法で調整なしに動作する。したがって、一部分能動的なガススプリング機構は、完全に能動的な機構よりはるかに少ない数の制御プロセスを実施し、これに関連する、速い調整速度要求も減少する。この結果、一部分能動的な機構は、ガス媒体が圧力回路と貯蔵容器との間を動く間、完全に能動的な機構より遅い流速で働くことができるという利点を有する。一部分能動的なガススプリング機構はまた、エネルギ消費量が低く、ガス媒体のために極めて制限された貯蔵容器容量しか必要とせず、又は恐らくこのような容量を全く必要としない。一部分能動的なガススプリング機構において使用されるポンプのパワーも低く、つまり、ポンプを操作するのに約５００ワット程度で十分であろう。

ガススプリング機構の特性は、車両に又は運転情況に関連する状況に応じて、ガススプリング機構の貯蔵容器内にある圧力を再調整することにより、トルクの変化に適合されることが好ましい。ここでは、圧力回路が開ループ又は閉ループ制御装置（以下、簡単に「制御システム」と呼ぶ）と共に働く場合、この制御システムは、たとえば、車両の制御システム内に格納されている動作点に依存し、したがって、車両又は運転情況に関連する特定の状況に常に適した速度で、貯蔵容器に空気などのガス媒体を供給する。ガススプリング機構の特性は、それぞれ、ねじり振動ダンパの周囲に対して貯蔵容器内で増大する正圧に基づいて調整される。この結果、ねじり振動ダンパ内に導入されるトルクの値が何であれ、つまり、引きモードでの操作中には、内燃機関のクランクシャフトなどの駆動装置によって導入されるトルク、又は押しモードでの操作の場合には、ギアボックス入力シャフトのような動力取出装置によって導入されるトルクであるが、このようなトルクに対応するスプリング特性が、ガススプリング機構内で常に利用可能である。つまり、ガススプリング機構の圧縮距離のすべてではないにしても、少なくとも殆どが、常時利用可能である。純粋に受動的なスプリング機構の特性は、低いトルクにより、伝達要素が利用可能なたわみのいくらかを使用して互いに偏向するような形で計算される。しかし、最大トルクの場合でも、元のたわみのいくらかは使用されないままである。本発明による能動的なガススプリング機構の場合には、特性は、ある瞬間に存在する特有のトルクに対して連続的に調整され、この結果、利用可能なたわみの「仮想」乗算が生じる。このねじり振動ダンパが振動を隔離する品質はこれに対応して高く、その共振周波数はこれに対応して低く、実際のところ、通常の運転条件においては、車両の代表的な毎分回転数の範囲外である程低い。

上述したようなねじり振動ダンパの低い共振周波数にもかかわらず、共振動作が大きくなると、貯蔵容器内の圧力が、ねじり振動ダンパの回転可能な伝達要素の間の相対回転が少なくとも殆ど防止されるレベルに上昇し得る、又はこのレベルに保持され得る。したがって、減衰装置の損傷も効果的に回避される。

本発明によるねじり振動ダンパの極めて長い有効なたわみにもかかわらず、ガススプリング機構に必要な実際の空間量及びその質量慣性モーメントの両方が小さい。いかなる場合にも利用可能なこのような利点に加えて、ガススプリング機構の圧力回路に割り当てられ、かつガススプリング機構の貯蔵容器の大きさを効果的に増加させる、追加の貯蔵容器を設けることにより、上述した利点を失くすことなく、たわみがさらにより増加し得る。この追加の貯蔵容器は、圧力の点で貯蔵容器に連結され、貯蔵容器の有効な容積を著しく増加させる。そして、この追加の貯蔵容器は、ねじり振動ダンパが延在する区域の外に、好ましくは自動車の固定した区域内に置かれる場合、ねじり振動ダンパの大きさ又はその質量慣性モーメントを増加しない。追加の貯蔵容器を追加することにより、貯蔵容器の有効な容積が増加すると、トルクを取り扱うのに必要なスプリング剛性が、これに対応して減少する。つまり極めて高い品質の振動隔離が達成され得る。貯蔵容器と追加の貯蔵容器との間で動くガス媒体の低い質量により、このように貯蔵容器の容積が増加しても、実際には、慣性が増加しない。

大いに好ましい実施形態においては、振動コンプレッサが追加の貯蔵容器に割り当てられる。この振動コンプレッサを用いて、望ましいガス圧のばらつきを生成することができ、これが、貯蔵容器を含むシリンダ空間とガススプリング機構のピストンとの間の有効な摩擦に打ち勝つ助けとなり得る。したがって、これにより、これらの構成部品の間で相対移動がより容易に発生するようになる。この利点は、短い有効範囲を有する補助ポンプの機能を提供するような形で、制御システムを使用して振動コンプレッサを制御することにより、さらに大きいものとなり得る。したがって、貯蔵容器及び追加の貯蔵容器の両方内の圧力が、主要ポンプ及び／又はこのポンプに連結されたガス媒体用の貯蔵容器とは無関係に増加し得る。

振動コンプレッサはまた、ねじり振動ダンパ内の共振が大きくなるのを抑制するために、ガススプリング機構の剛性の頻繁な変更を作るガス圧の変動を作るのにも使用され得る。このような対策にもかかわらず共振が大きくなる場合、アクチュエータ（即ち調節要素）を、好ましくはバルブを、振動コンプレッサに割り当て得ることが好ましい。このアクチュエータは制御システムに連結され、一定の調節機能を実施し得る。共振が発生した場合に、又は少なくとも広い荷重の変化が発生した場合に、このアクチュエータが閉じられると、高い剛性を擬する圧力レベルが、ガススプリング機構内で保たれたままとなる。したがって、この圧力により、２つの伝達要素の間の最大の相対回転偏向が防止される。振動コンプレッサは、往復運動ピストンコンプレッサとして設計され得る。

追加の貯蔵容器を恐らく含む、少なくとも基本的に固定した圧力回路と、共通の回転軸を中心として回転し得るねじり振動ダンパの伝達要素との間の圧力連結部、即ちガススプリング機構が、少なくとも１つの回転貫通部によって確立され得ることが好ましい。これは、駆動装置又は動力取出装置のいずれかに割り当てられ得る。

回転貫通部を駆動装置に割り当てる利点は、１つの貫通部しか必要としないことである。これは、たとえば、駆動装置の回転部品のフランジ、例えばクランクシャフト内に設けられ得る。この場合、ねじり振動ダンパの駆動装置側の伝達要素への、したがってガススプリング機構への、ガス媒体の通路用の孔が、クランクシャフトのフランジ内に設けられる。この通路を通過するガス媒体がガススプリング機構へと前方に流れ得るよう、駆動装置側の伝達要素に割り当てられるフィードラインが設けられる。

固定した圧力回路が動力取出装置に割り当てられた場合、少なくとも２つの回転貫通部、即ち、圧力回路と動力取出装置との間の第１の貫通部、及び動力取出装置とその移動に関して駆動装置に属する駆動装置側の伝達要素との間の第２の貫通部が必要となる。しかしながら、前に説明したように、動力取出装置の回転部品、具体的にはクランクシャフトに対して、回転貫通部を作るのに必要な対策をとることができない場合及び／又はそのための空間がない場合にも、１つの回転経路しか必要としない、圧力回路を駆動装置に割り当てる設計ではなく、このような設計を使用することが必要であり得る。

動力取出装置と固定した圧力回路との間の相対回転移動をつなぐために、第１の回転貫通部は、動力取出装置がギヤシフトメカニズムを通って軸方向に完全に通過するという前提で、減速比を変更するよう機能するギヤシフトメカニズムの動力取出装置側に設けられ得る。或いは、回転貫通部は、クラッチベルに、したがってギヤシフトメカニズムの駆動装置側に設けられ得る。

第２の回転貫通部は、駆動装置側の伝達要素によって心出しされることが好ましく、したがって動力取出装置に対して統合された軸受け及び／又は封止要素により、駆動装置に対して動力取出装置を心出しする案内軸受けとして働き得る。漏れを防ぐために、これらの軸受け及び／又は封止要素が、同時に封止部として機能することが好ましい。

ガススプリング機構に圧力連結された圧力回路は、ポンプにより予め定められた濃度にガス媒体で充填され得る供給貯蔵容器を備えることが好ましい。この供給貯蔵容器により、貯蔵容器内の圧力を非常に素早く増加することができ、及び／又は、貯蔵容器と供給貯蔵容器との間に追加の貯蔵容器がある場合には、追加の貯蔵容器内の圧力も増加することができる。バルブなどのアクチュエータが、供給貯蔵容器に割り当てられ、このような圧力の増加を制御し得る。調整可能な流れ断面積を有するバルブを使用し、この断面積を制御する能力を有する圧力回路の制御システムを設けることが勧められる。

圧力回路は、閉じられた又は開放された供給システムとして設計され得る。閉じられた供給システムの場合には、貯蔵容器内の圧力が、及び／又は、貯蔵容器と供給貯蔵容器との間に追加の貯蔵容器が設けられた場合には、追加の貯蔵容器内の圧力が、拡張貯蔵容器内に送り出される。これと反対に、開放された供給システムの場合には、圧力回路からの圧力が、大気（以下「周囲」と呼ぶ）内に送り出される。両方の場合とも、バルブなどのアクチュエータが、貯蔵容器及び／又は追加の貯蔵容器と拡張貯蔵容器又は周囲との間に設けられる。ここでも、圧力回路の制御システムによって調整され得る、調整可能な流れ断面積を有するバルブを使用することが勧められる。

この種の別のアクチュエータが、閉じられた供給システム内に、即ち拡張貯蔵容器と供給貯蔵容器との間のガス媒体の体積流量を調整するために存在し、ここで、拡張貯蔵容器を出る媒体が、供給貯蔵容器内に送られる前に、中間のポンプによって圧縮される。中間のポンプは、漏れに起因する損失を補うのに十分な量だけ周囲からガス媒体を引き込む。しかし、開放された供給システムにおいては、このアクチュエータを省くことができる。何故なら、供給貯蔵容器に送られたすべてのガス媒体が、周囲から引き込まれ、ポンプによって圧縮されるからである。

閉じられた供給システムの利点は、エネルギ消費量がより低いことであり、これに対して、開放された供給システムの利点は、拡張貯蔵容器を必要としないことである。

ガススプリングを備えたガススプリング機構は、好ましくは鋼スプリングが使用される、追加のスプリング機構と合わせて使用されることが好ましい。追加のスプリング機構と同様に、ガススプリング機構は、好ましくは直列型の連結で、駆動装置側の伝達要素に及び／又は動力取出装置側の伝達要素に作動連結され得る。また、ガススプリング機構は、中間の伝達要素により、追加のスプリング機構に作動連結されることが好ましい。

ガススプリング機構は、追加のスプリング機構より高いトルクを伝達するよう設計されることが好ましい。ガススプリング機構は、追加のスプリング機構から軸方向にずれて取り付けられ得る。ガススプリング機構が機能の点で駆動装置側の伝達要素と中間の伝達要素との間に置かれている場合には、駆動装置によって伝えられたトルクは、駆動装置側のトルクが予め定められたレベルに到達するまで、動力取出装置側に設けられた追加のスプリング機構を介して伝達される。ガススプリング機構は、少なくとも基本的に、この段階中は変形されないでいる。さらに、この動作状態において、駆動装置側の伝達要素の質量慣性モーメントが、ガススプリング機構によって増加する。駆動装置のトルクが予め定められたトルクレベルを超えて増加すると、この時点でそのたわみのすべてを使い果たしている追加のスプリング機構は、動力取出装置側の伝達要素と合わせて回転し、この要素の質量慣性モーメントを増加させる。したがって、動力取出装置が安定し、振動隔離の品質が向上する。次いで、トルクが、ガススプリング機構のみを介して伝達される。

これとは異なり、機能の点で中間の伝達要素と動力取出装置側の伝達要素との間にガススプリング機構を設置することにより、予め定められたトルクレベルを超えた途端に、動力取出装置側の伝達要素の質量慣性モーメントが増加する。このことは、駆動装置側のトルクが、したがって駆動装置の不規則性の度合いが高い場合にも、駆動装置を安定させる効果を有する。

ガススプリング機構の少なくとも重要な部品は、追加のスプリング機構から半径方向にずれて設置され得る。しかし、ガススプリング機構は、追加のスプリング機構の外の、基本的に半径方向の位置に設置されることが特に好ましい。このことにより、より高いトルクを伝達するよう機能するガススプリング機構が、追加のスプリング機構より大きい直径上に設置されるという利点を有する。

これに関連するガススプリング機構のシリンダのピストンをつなぐスロットル連結部、特にピストンのプランジャ（即ちピストンプランジャ）をつなぐスロットル連結部が、シリンダ空間に割り当てられることが好ましい。スロットルの絞り作用は、制御システムによって制御され得るアクチュエータによって調整され得る。このスロットル連結部は、基本的に、シリンダ空間のガス充填室の２つの間を進み、第１の室は、ピストンプランジャの一方の側のピストンロッド室であり、第２の室は、ピストンプランジャの反対側の貯蔵容器であることが好ましい。荷重のばらつきがない限り、スロットル連結部は閉じられたままであり、シリンダ空間の２つの室の間で圧力が均等化されないことが好ましい。しかし、比較的大きい荷重のばらつきがあると、スロットル連結部を少なくとも一部分開放することにより、ガス媒体が貯蔵容器からピストンロッド空間に流れることでき、この結果、エネルギが放散され、所望の減衰が得られる。このようなプロセスの利点は、ピストンロッド空間内へのガス媒体の流れにより、より高い圧力レベルがそこで作り出されることであり、したがって、貯蔵容器だけでなくピストンロッド空間も、砕屑ガス止めスプリングと合わせた緩衝作用を実現する。

貯蔵容器とピストンロッド空間との間のこの種のスロットル連結部がシリンダの近くにあるので、特に荷重の変化が非常に素早く発生する場合に、上述した緩衝効果が伝達要素の発振後に効果的に対抗するという点において、ねじり振動ダンパの駆動装置側と動力取出装置側との伝達要素の間の相対回転偏向の大きい振幅を抑制する効果を有する。

スロットル連結部自体は、別個のラインの形態などで、シリンダ空間内又は外のいずれかに統合され得る。絞り効果を調整するためのアクチュエータは、受動的、即ち調整不可能であり得る、バルブとして設計されることが好ましい。しかし、バルブは、能動的であること、したがって、特に振幅が選択できる方法で、つまり２つの伝達要素の間の回転偏向の度合いに相関して、制御システムによって調整され得ることが好ましい。

設計については、ガススプリング機構は、ピストンプランジャと貯蔵容器から圧力空間を隔離する分離ピストンとの間に延在する、粘性媒体で充填された圧力空間を有することが好ましい。圧力空間の粘性媒体は、ガス媒体充填室、つまりピストンロッド空間と貯蔵容器との間に最適な封止部を提供する。その上、ピストンに割り当てられた封止部の永久潤滑が確実となる。封止部の潤滑は、封止部が「はずれる」瞬間、つまり封止部とシリンダのこれに関連する壁との間の摩擦により、ピストンがもはや定位置に収まらずに動き始める瞬間を最小限に抑えるという重要な目標を有する。この結果、ピストンは、非常に小さい荷重の変化にも反応して穏やかに偏向され得る。上述した振動コンプレッサはまた、同じ目標を達成するのに使用され得る。つまり、コンプレッサは、ピストンプランジャがその封止部を介してシリンダ壁に付着するのを防ぐ、ガス媒体の柱の、適切な周期変動、即ち発振を生成するのに使用され得る。

上述したように、複数の貯蔵容器が、たとえば供給貯蔵容器及び拡張貯蔵容器を含む、ガススプリング機構の圧力回路に割り当てられることが好ましい。この結果、ガススプリング機構内に含まれるエネルギは、基本的に損失なく貯蔵され得るが、連続的に変化しながら非常に素早くエネルギを要請する、又は連続してエネルギを再供給することもできる。その上、これらの貯蔵容器は、所望の方法で設計され得る。したがって、車両内の所望の場所に置かれ得る。殆どの場合、ねじり振動ダンパの外に置かれ、利用可能な空間の優れた利用が保証される。

車両内に既にある技術を用いることにより、ガススプリング機構の費用を減らし、その技術的な信頼性を増加し得る。このような技術の一例が、車両の空調システム又はシャーシ用の可変減衰システム内に既に存在し得るコンプレッサである。このコンプレッサは、圧力回路用のポンプとしても使用され得る。

以下、図面に示されている例示的実施形態に基づいて、本発明について記述する。

図１及び図２は、図１から分かるように、駆動装置１と合わせて回転するよう連結される、ねじり振動ダンパ２を示している。駆動装置１は、内燃機関であることが好ましく、ハウジング１５７は、駆動装置１の固定部品１５５として機能し、クランクシャフト３は、駆動装置１の回転部品１５６として機能する。図１はまた、軸受け１６０を概略的に示しており、これにより、回転部品１５６は、固定部品１５５に対して基本的に摩擦せずに心出しされる。軸受け１６０は、駆動装置１のために設けられた複数の軸受け要素（図示せず）の１つ、即ち軸方向においてねじり振動ダンパ２に最も近い軸受け要素である。

ねじり振動ダンパ２をクランクシャフト３に回転しないように装着するために、ねじり振動ダンパ２は、クランクシャフト３に隣接する放射状のフランジ５を備える。その半径方向最も外側の区域において、このフランジは、歯付きリング９を担持する軸方向の肩部７と一体化する。

放射状のフランジ５の半径方向内側の区域は、ねじり振動ダンパ２をクランクシャフト３に連結する（図示せず）のに使用され、これに対して、放射状のフランジ５の半径方向外側の区域は、ガススプリング機構１４を保持するよう設計される。以下、図２を参照しながら、これについて詳細に説明する。放射状のフランジ５は、フランジ内に嵌入する、駆動装置側の一次制御要素１６を経由してガススプリング機構１４のシリンダ空間１２に作動連結される。分かりやすくするために、図２の半分はガススプリング機構１４を示し、これに対して、他の半分は、放射状のフランジ５及び駆動装置側の一次制御要素１６を示している。勿論、ガススプリング機構１４はまた、同図の他の半分の中にも存在する。

図２でより明らかに示すように、ガススプリング機構１４のシリンダ空間１２は、ピストンロッド空間２０を通って延在する、ピストンロッド１８を備えたピストン１７を保持する。ピストン１７はまた、ピストンプランジャ２５も備える。プランジャの縁２４の形状寸法は、少なくとも基本的にシリンダ空間１２の断面形態に適応され、図１及び図２の設計は、ピストンプランジャ２５及びシリンダ空間１２の、基本的に円形の断面形状に基づく。

ピストン１７のピストンロッド１８は、ピストンプランジャ２５のピストンロッド側に設けられた封止部２２内の開口部２３を通って円周方向に延在する。ピストンプランジャ２５の対向する円周側は、シリンダ空間１２内の圧力空間２７の境界を形成し、他の円周境界は、分離ピストン３０によって形成される。圧力空間２７から向きがそれた分離ピストンの側は、シリンダ空間１２内の貯蔵容器３２の境界を形成する。フィードライン３４から、好ましくは分離ピストン３０からかなりの円周方向の距離を置いて、この貯蔵容器３２に至る。図１に示すように、このフィードラインは、放射状のフランジ５に装着され、放射状のフランジ５に割り当てられ、かつその半径方向内側の境界を形成する、放射状のフランジハブ２６内の開口部３５を介して半径方向内向きに、ねじり振動ダンパ２の基本的にリング形状の区域を出る。

図１及び図２はまた、ピストン１７のピストンロッド１８が、上述した放射状のフランジハブ３６上に中間のディスクベース３９によって取り付けられた中間のディスク３８の形態の、動力取出装置側の一次制御要素３７に作動連結していることを示している。この中間のディスク３８は、溶接部４６によって接合された第２のカバープレート４４と協働する第１のカバープレート４２を回転しないように担持し、この例示的実施形態においては、保持空間４８に設けられた二次駆動装置側の制御要素４９によって制御され得る、鋼スプリング５２が設けられた、追加のスプリング機構５０用の保持空間４８を形成する。追加のスプリング機構５０は滑り面５４を有し、これにより外側で放射状に支持されるので、保持空間４８に設けられた案内路５６に沿って走行し得る。駆動装置側の二次制御要素４９から向きがそれたスプリング機構の円周側は、ハブディスク５７に作用し、したがって、動力取出装置側の二次制御要素５８として働き、ハブディスクベース５９により放射状のフランジハブ２６上に取り付けられる。このハブディスク５７は、ハブディスク５７に装着するためにリベット６２を受ける軸方向の穴６１が設けられた、リングマス６０を回転しないよう担持する。他方の側では、リングマス６０は、半径方向外側の区域内にねじ孔６６を有し、この中にねじ６４が、摩擦クラッチ７０のクラッチハウジング６８をリングマス６０に装着するよう導入され得る。これまでに知られている方法で、摩擦クラッチ７０は、ダイアフラムスプリング７２を有して設計される。クラッチ解放メカニズム（図示せず）が、ダイアフラムスプリングの半径方向内向きを指すスプリングの舌部７３を作動させることにより、クラッチの係合及び離脱を制御する。

ダイアフラムスプリングが、リングマス６０の方に向けられた半径方向外向きのリング区域７５で軸力を作ると、プレッシャプレート７４がリングマス６０の方に押され、したがってリングマス６０とプレッシャプレート７４との間で軸方向に置かれたクラッチディスク７８の摩擦ライニング７６が、トルクを伝達するために非確動式に共にクランプされる。したがって、摩擦クラッチ７０は、ここで係合された状態となる。クラッチディスク７８は、半径方向内側の区域にハブ８０を備え、このハブは、回転するよう、１組の歯８２を経由してギアボックス入力シャフト８４で軸方向に移動できるよう取り付けられる。このギアボックス入力シャフトは、動力取出装置８６を形成するか又はこの構成部品である。

ねじり振動ダンパ２の駆動装置側の伝達要素８８は、基本的に、フィードライン３４を含む放射状のフランジ５、及びガススプリング機構１４によって形成される。ねじり振動ダンパ２の中間の伝達要素９０が、中間のディスク３８及び保持空間４８によって形成される。ねじり振動ダンパ２の動力取出装置側の伝達要素９２が、リングマス６０及び摩擦クラッチ７０と共にハブディスク５７によって形成される。

軸方向の封止手段９３が、保持空間４８内に、追加のスプリング機構５０の内側に放射状に設けられることも指摘しておくべきである。これらの封止手段は、保持空間４８が、追加のスプリング機構の潤滑及び速度に比例する減衰のために、粘性媒体で少なくとも一部分充填される場合に必要とされる。その上、軸方向のスペーサ９４が、駆動装置側の伝達要素８８と中間の伝達要素９０との間に、及び中間の伝達要素９０と動力取出装置側の伝達要素９２との間にも設けられる。これらのスペーサは、個々の伝達要素８８、９０、９２を、弾性的に、軸方向において互いに対して予め定められた相対位置に保つようにされる。

ねじり振動ダンパ２は、図１に概略的に示されている、圧力回路１２０を備えた圧力連結部１００により共に機能する。圧力回路１２０の設計についてのより詳細な情報を、図３及び図８に基づいて以下に記載する。しかし、圧力回路１２０のフィードライン１００は、第１の圧力移行点９５を経由してギアボックス入力シャフト８４に、したがって動力取出装置８６に作動連結され、ギアボックス入力シャフト８４の形態の動力取出装置８６は、第２の圧力移行点９６を経由してフィードライン３４に作動連結されていることが、図１より分かる。駆動装置１及び動力取出装置８６と同様に、２つの圧力移行点９５、９６も、回転軸９９を中心として配向される。

まず、第１の圧力移行点９５について記述する。この移行点は、フィードライン１００に連結するための放射状の通路１０６を有し、かつこのフィードラインと同様に少なくとも基本的に固定している、第１の圧力回路構成部品１０１を備える。ギアボックス入力シャフト８４は、この第１の圧力回路構成部品１０１に対して回転でき、シャフト自体は第１の放射状の区間１０２を有し、これにより、第１の圧力回路構成部品１０１との圧力連結部が確立される。第１の圧力回路構成部品１０１とギアボックス入力シャフト８４との間の移行部の圧縮空気などのガス媒体の損失を防ぐために、軸受け及び／又は封止手段１０４が、放射状の経路１０６の軸方向の両側に、即ちギアボックス入力シャフト８４に面する第１の圧力回路構成部品１０１の放射状の側に設けられる。この点において、ギアボックス入力シャフト８４はまた、圧力回路構成部品としても機能する。

ギアボックス入力シャフト８４の放射状の区間１０２は、基本的に軸方向に延在し、かつギアボックス入力シャフト８４内に設けられた、統合された圧力管路１０７の形態で中央の開口部１０８に圧力連結される。この圧力管路から、ギアボックス入力シャフト８４の駆動装置側の端部の区域内のギアボックス入力シャフト８４の別の放射状の区間１１０に至る。この放射状の区間１１０は、第２の圧力移行点９６に属し、かつこれも放射状の区間１１０及び放射状の通路１１２の軸方向の両側に、即ちギアボックス入力シャフト８４に面する第２の圧力回路構成部品１０９の放射状の側に、軸受け及び／又は封止手段１０４を備えて設計された、第２の圧力回路構成部品１０９内の放射状の通路１１２に圧力連結される。第２の圧力回路構成部品１０９の放射状の通路１１２とフィードライン３４との間の圧力が妨げられずに確実に移行するために、第２の圧力回路構成部品１０９は、少なくとも基本的に、フィードライン３４に、したがって駆動装置側の伝達要素８８に付随して動き、したがって、第２の圧力回路構成部品１０９とギアボックス入力シャフト８４との間で相対移動をとる必要がある。さらに、本明細書に示されている実施形態においては、ギアボックス入力シャフト８４が、フィードライン３４及び放射状のフランジハブ２６と合わせて第２の圧力回路構成部品１０９によって心出しされるというさらなる利点が得られ、特に圧力回路構成部品１０９内の軸受け及び／又は封止手段１０４は、ギアボックス入力シャフト８４の案内軸受け１１６として働く。したがって、一般的に、第１の圧力移行点９５は第１の回転貫通部９８として機能し、これに対して、第２の圧力移行点９６は第２の回転貫通部１１４として機能する。

圧力回路１２０のフィードライン１００を介して導入されたガス媒体が、まず、第１の圧力移行点９５を通ってギアボックス入力シャフト８４内の中央の開口部１０８内に通過し、次いで第２の圧力移行点９６に達し、次いで、ここからフィードライン３４を介してガススプリング機構１４内に流れる。ガス媒体が導入された結果、ガススプリング機構１４の貯蔵容器３２内の圧力が高くなればなる程、このガススプリング機構１４のトルクを伝達する能力が大きくなる。したがって、図９に示されているガススプリング機構１４の特性は、貯蔵容器３２内で優勢な圧力を調整することにより、当該の瞬間に伝達されるべきトルクの量に適応される（図２）。このような調整により、まさにその瞬間に存在する荷重状態に最適な特性が得られるので、すべての場合において、この特性を有するガススプリング機構１４が提供し得る全たわみの殆どが、荷重の交互変化に起因し得るねじり振動の減衰に利用可能となる。勿論、さらにより高い特性を実現するために、貯蔵容器３２内の圧力をさらに増加させることにより、荷重のさらなる増加が補償され得る。これに対して、より低い特性を実現するために、貯蔵容器３２内の圧力を減少することにより、荷重の減少が補償される。図９の特性曲線は、ガススプリング機構１４の偏向角の関数としてのトルクＭを示していることに留意されたい。１つの特性曲線から別の特性曲線への移行は、予め定められた大きさを有する段階毎に又は基本的に連続して達成され得る。

ねじり振動ダンパ２の全体的な特性が図１０に示されており、ここでも、トルクＭは、ガススプリング機構１４の偏向角の関数として示されている。図１０の特性は、追加のスプリング機構５０が、駆動装置が図１０に制限角Ｇで示されている予め定められたトルクを作るまで、ねじり振動ダンパの機能を定義する１つのみの特性を有するという考え方に基づく。この予め定められたトルクに到達するまで、ガススプリング機構１４は、基本的に変形しない。しかし、この予め定められたトルクを超えると、追加のスプリング機構は、もはや利用可能なたわみを有さない。したがって、制限角Ｇから開始するこの時点より、図９に基づいて前述したガススプリング機構１４の特性曲線状況が効果を発揮する。

ガス媒体が存在する貯蔵容器３２とは異なり、分離ピストン３０の反対側、つまり圧力空間２７は粘性媒体で充填され、これにより、ピストン１７の分離ピストン３０への移動の即時伝達が可能となるだけでなく、ピストン１７及び封止部２２の潤滑も実現され、この結果、ピストンプランジャの縁２４の、シリンダ空間１２の内壁への、摩擦による密着力が減少する。最後に、ピストンロッド１８を囲むピストンロッド空間２０は、ガス媒体で充填されるか又は無圧力のままであり得る。これについては、以下に用語「周囲」で簡単に記述する。上述した図３及び図８に示すように、周囲には参照符号１４０が付してある。

圧力回路が、図３に示されている。第１のアクチュエータ１２２が、駆動装置側の圧力移行点９５の隣に設置され、このアクチュエータは、アクチュエータの位置を調整し得る開ループ及び／又は閉ループ制御装置１２５に連結される。以下、開ループ及び／又は閉ループ制御装置１２５を、簡単に、制御ユニット１２５と呼ぶ。この第１のアクチュエータ１２２は、追加の貯蔵容器１３２との圧力連結を調整するのに使用される。第１のアクチュエータ１２２を開放することにより、ガススプリング機構１４の貯蔵容器３２の容積を増加できる。しかし、第１のアクチュエータ１２２が閉じられると、貯蔵容器３２の容積は変更され得ない。追加の貯蔵容器１３２は、フィードライン１００と同様に、固定されているので、ねじり振動ダンパ２の駆動装置側の伝達要素８８と共に動く貯蔵容器３２をコンパクトに保つことができ、このことは、ダンパに対して重大な空間制限がある場合に重要であり、追加の貯蔵容器１３２により、これに対応する容積が設けられ得る。追加の貯蔵容器１３２と合わせて貯蔵容器３２内で利用可能なガス媒体のためのより大きい容積は、極めて多量のたわみを有する、従来の鋼スプリングねじり振動ダンパと機能的に同等であるガススプリングを作り出す効果を有する。さらに、追加の貯蔵容器１３２は、好ましくない副作用を起こすことなく、たわみを増加させる。さらに、発振する気柱が振動コンプレッサ１２７によって作られ得るが、この発振する柱により、シリンダ空間１２内のピストン１７のプランジャの縁２４の、上述した摩擦による密着力がさらにより大きく減少する。振動コンプレッサ１２７は、たとえば制御ユニット１２５により適切に制御される場合には、追加の貯蔵容器１３２内で、したがって最終的には殆ど瞬時に又は少なくとも非常に素早く貯蔵容器３２内で、圧力を増加又は減少するのにも使用され得る。

追加の貯蔵容器１３２は、第２のアクチュエータ１３４及び供給貯蔵容器１３６によりポンプ１３８の吐き出し口（吐出側）Ｄに連結され、ここで、予め定められた正圧が増大し得る。追加の貯蔵容器１３２はまた、第３のアクチュエータ１４２、拡張貯蔵容器１４４、及び第４のアクチュエータ１４６により、ポンプの第１の吸気口（吸込側）Ｓ１に連結される。アクチュエータ１３４、１４２、及び１４６は、それぞれ、制御ユニット１２５に連結され、開放の度合いが調整され得る。第２のアクチュエータ１３４は、供給貯蔵容器１３６からのガス媒体を有する追加の貯蔵容器１３２の充填を調整することができ、これに対して、第３のアクチュエータ１４２は、追加の貯蔵容器１３２から拡張貯蔵容器１４４に移すよう調整するのに使用され得る。最後に、第４のアクチュエータ１４６を調整することにより、ポンプ１３８の第２の吸気口Ｓ２を介して達するガス媒体の割合に対する、吸気口Ｓ１を介してポンプ１３８の吐き出し口Ｄに達するガス媒体の割合が決まる。たとえば、このようにして第２の吸気口Ｓ２を使用して、ポンプ１３８の第１の吸気口Ｓ１で発生し得たガス媒体の損失を補うことができる。これらの損失は、空気がガス媒体として使用される場合、通常の周囲大気であり得る周囲１４０から補われる。しかし、他のガス媒体が使用される場合、隔離された貯蔵タンクが使用され得る。空気がガス媒体として使用される場合、ポンプ１３８は、圧縮空気源１７０として働く。

図３では、圧力回路１２０は閉じられた供給システムとして設計されており、ガス媒体の損失のみが周囲１４０から補われ、これに対して、図８の圧力回路１２０は、開放された供給システムであり、追加の貯蔵容器１３２を出るすべてのガス媒体が、周囲１４０内に吐き出され、供給貯蔵容器１３６を介して追加の貯蔵容器１３２に供給されるべきすべてのガス媒体が、周囲１４０からポンプ１３８によってとられる。図４は、ガススプリング機構１４の特別な設計を示しており、スロットル連結部１４８が貯蔵容器３２とピストンロッド空間２０との間にあり、このスロットル連結部は、制御ユニット１２５に連結されたアクチュエータ１５０によって調整され得る。このようにして、まず、ガス媒体の柱がスロットル連結部１４８を通過するよう強制される、したがって絞り作用を受けるという点において、減衰機能を達成することができる。第２に、ピストンロッド空間２０内の圧力も増大させることにより、貯蔵容器３２に対向する止めスプリングのように作用する反緩衝が作り出され得る。これは、荷重が素早く交互変化する場合に、ピストンが両側で減衰されて、素早く中間の位置に戻ることが望ましい場合に特に好ましい。

図５及び図６は、ガススプリング機構１４の設計については異なる断面形状寸法を示していることを除いて、基本的に図１の実施形態に対応する。たとえば、図５では、ピストン１７のプランジャ２５及びその縁２４は、多角形の設計を有し、シリンダ空間１２も、これに対応する多角形の形状を有する。これと比較して、図６は、楕円形の形状寸法を有する設計を示している。これらの形状寸法により、ガススプリング機構１４をねじり振動ダンパ２に利用可能な空間に最適な形で適応させることができる。

図７は、基本的に、図１とは異なる圧力移行点の設計を示している。これには、図７に参照符号１５１が付してある。ここには、第１の圧力回路構成部品１５３があり、少なくとも基本的に、駆動装置１の固定部品１５５に対して、即ちハウジング１５７に対して回転不可能であり、これに対して、圧力移行点１５１の第２の圧力回路構成部品１５４は、基本的に、駆動装置１の回転部品１５６、即ちそのクランクシャフト３と合わせて動く。軸受け及び／又は封止手段１０４が、２つの圧力回路構成部品１５３、１５４の間の相対移動の点に、即ち第１の圧力回路構成部品１５３を通過する、放射状の経路１６３の軸方向の両側に設けられる。これらの同じ封止手段はまた、第２の圧力回路構成部品１５４内の供給用肘形部１６４への放射状の入口の軸方向の両側に置かれる。この供給用肘形部１６４から、ガススプリング機構１４のフィードライン３４に至る。この設計においては、第２の圧力回路構成部品１５４は、駆動装置側の伝達要素８８の放射状のフランジ５がこれに装着された、半径方向外向きの支持フランジ１６２を備える。ねじり振動ダンパ２の駆動装置側のこの種の圧力移行点１５１の利点は、１つの圧力移行点１５１しか必要でないことである。しかしながら、この種の設計は、当該の内燃機関がまた、適切な設計、即ちクランクシャフト３が内燃機関のハウジング１５７を超えて軸方向に突出する設計を有している場合にのみ、使用され得る。

図７の設計はまた、図７の場合には、ガススプリング機構１４のピストン１７のピストンロッド１８によって作動される中間のディスク３８がハブディスク５７と協働して、中間の伝達要素９０を形成し、したがってハブディスク５７が駆動装置側の二次制御要素４９として機能するという点において、図１とは異なる。したがって、この設計においては、追加のスプリング機構５０用の動力取出装置側の二次制御要素５８は、カバープレート４２及び４４に設けられる。したがって、カバープレート４２、４４は、回転しないように連結され、かつ１組の歯１７２により動力取出装置側のカバープレート４４への軸方向の移動ができる、クラッチハウジング６８と合わせて、動力取出装置側の伝達要素９２として働く。しかし、図１とは異なり、図７に示されている設計のクラッチハウジング６８は、パワーシフトメカニズムと合わせて使用されるクラッチ装置（図示せず）の一部であることが好ましい。この種のクラッチ装置が、これまでに知られており、たとえば独国特許出願公開第１００３４７３０Ａ１号明細書より知られており、したがって、本明細書においてはさらなる説明は不要である。

図７に示されている設計の場合、粘性媒体が保持空間４８内に存在するという条件において、軸方向の封止手段９３しか必要でない。２つの軸方向の封止手段９３の両方が、同じ方向、即ち駆動装置１の方向に作用するので、図１に示されている軸方向のスペーサ９４を省くことができる。

図１と図７とを比較すると、ねじり振動ダンパ２に利用可能な予め定められた量の空間に応じて、ガススプリング機構１４及び追加のスプリング機構５０が、軸方向に又は図７に示されているように互いに放射状にずれ得ることが明らかである。勿論、同様に、駆動装置側の伝達要素８８及び動力取出装置側の伝達要素９２に対する、ガススプリング機構１４及び追加のスプリング機構５０の位置も、所望どおりに切り換えられ得る。

追加のスプリング機構５０については、機構が鋼スプリング５２を用いて設計される場合、上述した独国特許出願公開第４１２８８６８Ａ１号明細書に示され、かつ記述されている種類の滑り面５４を有し得ることが明らかであることに留意されたい。

２つの圧力移行点によって供給され、かつ追加の軸方向に隣接するスプリング機構と組み合わせられた、ガススプリング機構を有するねじり振動ダンパを示す図である。 図１の線ＩＩ−ＩＩに沿った横断面図である。 ガススプリング機構用の閉じられた供給システムとして設計された圧力回路を示す概略図である。 スロットル連結部が設けられたガススプリング機構を示す概略図である。 多角形の断面積を有する、図１によるガススプリング機構を示す図である。 楕円形の断面積を示す以外は図５と同様の図である。 ガススプリング機構が追加のスプリング機構から半径方向にずれて置かれた、圧力回路とガススプリング機構との間のただ１つの圧力移行点を示す以外は図１と同様の図である。 開放された供給システムとして設計された圧力回路を示す以外は図３と同様の図である。 ガススプリング機構を示す特性曲線図である。 追加のスプリング機構の特性曲線と合わせて、ガススプリング機構を示す特性曲線図である。

符号の説明

１ 駆動装置
２ ねじり振動ダンパ
３ クランクシャフト
５ 放射状のフランジ
７ 軸方向の肩部
９ 歯付きリング
１２ シリンダ空間
１４ ガススプリング機構
１６ 駆動装置側の一次制御要素
１７ ピストン
１８ ピストンロッド
２０ ピストンロッド空間
２２ 封止部
２３ 開口部
２４ ピストンプランジャの縁
２５ ピストンプランジャ
２６ 放射状のフランジハブ、封止部
２７ 圧力空間
３０ 分離ピストン
３２ 貯蔵容器
３４ フィードライン
３５ 開口部
３６ 放射状のフランジハブ
３７ 動力取出装置側の一次制御要素
３８ 中間のディスク
３９ 中間のディスクのベース
４２ 第１のカバープレート
４４ 第２のカバープレート
４６ 溶接部
４８ 保持空間
４９ 駆動装置側の二次制御要素
５０ 追加のスプリング機構
５２ 鋼スプリング
５４ 滑り面
５６ 案内路
５７ ハブディスク
５８ 動力取出装置側の二次制御要素
５９ ハブディスクのベース
６０ リングマス
６１ 軸方向の穴
６２ リベット
６４ ねじ
６６ ねじ孔
６８ クラッチハウジング
７０ 摩擦クラッチ
７２ ダイアフラムスプリング
７３ スプリングの舌部
７４ プレッシャプレート
７５ リング区域
７６ 摩擦ライニング
７８ クラッチディスク
８０ ハブ
８２ １組の歯
８４ ギアボックス入力シャフト
８６ 動力取出装置
８８ 駆動装置側の伝達要素
９０ 中間の伝達要素
９２ 動力取出装置側の伝達要素
９３ 軸方向の封止手段
９４ 軸方向のスペーサ
９５ 第１の圧力移行点
９６ 第２の圧力移行点
９８ 第１の回転貫通部
９９ 回転軸
１００ フィードライン、圧力連結部
１０１ 第１の圧力回路構成部品
１０２ 放射状の区間
１０４ 軸受け及び／又は封止手段、軸受け及び／又は封止要素
１０６ 放射状の通路、放射状の経路
１０７ 統合された圧力管路
１０８ 中央の開口部
１０９ 第２の圧力回路構成部品
１１０ 放射状の区間
１１２ 放射状の通路
１１４ 第２の回転貫通部
１１６ 案内軸受け
１２０ 圧力回路
１２２ 第１のアクチュエータ
１２５ 開ループ又は閉ループ制御ユニット、開ループ又は閉ループ制御装置
１２７ 振動コンプレッサ
１２９ 往復運動コンプレッサ
１３２ 追加の貯蔵容器
１３４ 第２のアクチュエータ
１３６ 供給貯蔵容器
１３８ ポンプ
１４０ 周囲
１４２ 第３のアクチュエータ
１４４ 拡張貯蔵容器
１４６ 第４のアクチュエータ
１４８ スロットル連結部
１５０ 作動要素、アクチュエータ
１５１ 圧力移行点
１５２ 回転貫通部
１５３ 第１の圧力回路構成部品
１５４ 第２の圧力回路構成部品
１５５ 駆動装置の固定部品
１５６ 駆動装置の回転部品
１５７ ハウジング
１５８ 軸受け及び／又は封止要素
１６０ 軸受け
１６２ 支持フランジ
１６３ 放射状の経路
１６４ 供給用肘形部
１６５ 圧力回路構成部品
１６７ ローリングベロー
１７０ 圧縮空気源
１７２ １組の歯

Claims (39)

1. 駆動装置に連結された、駆動装置側の伝達要素と、
   動力取出装置に作動連結するようにされ得る、かつ前記駆動装置側の要素に対して回転するように偏向し得る、動力取出装置側の伝達要素と、
   前記駆動装置側の伝達要素と前記動力取出装置側の伝達要素との間でトルクを伝達するよう機能し、かつガス媒体を含む貯蔵容器を備えた、少なくとも１つのガススプリング機構を有する前記２つの伝達要素の間に設置された減衰装置とを備えたねじり振動ダンパであって、
   前記ガススプリング機構（１４）の前記貯蔵容器（３２）が、圧力回路（１２０）に連結され、これにより、少なくとも前記ガススプリング機構（１４）によって伝達されるべきトルクに変化がある場合には、前記貯蔵容器（３２）内で優勢な圧力を再調整することにより、少なくとも基本的に、前記ガススプリング機構（１４）の特性を前記新しいトルクに適応させることができることを特徴とするねじり振動ダンパ。
2. 前記圧力回路（１２０）が、互いに相対的に動くことができる、２つの圧力回路構成部品（１０１、８４；１０９、８４；１５３、１５４）の間の、少なくとも１つの圧力移行点（９５、９６；１５１）を有することを特徴とする請求項１に記載のねじり振動ダンパ。
3. 前記圧力回路（１２０）の少なくとも１つのフィードライン（１００）が、第１の圧力移行点（９５）により前記動力取出装置（８６）に圧力連結され、これに対して、前記動力取出装置が、第２の圧力移行点（９６）により、前記ガススプリング機構（１４）の前記貯蔵容器（３２）に至る少なくとも１つのフィードライン（３４）に圧力連結されていることを特徴とする請求項２に記載のねじり振動ダンパ。
4. 前記第１の圧力移行点（９５）の圧力回路構成部品（１０１）が、前記圧力回路（１２０）に圧力連結され、かつ前記動力取出装置（８６）又は前記動力取出装置に属する構成部品（８４）が割り当てられた、第１の回転貫通部（９８）の一部であることを特徴とする請求項２又は請求項３に記載のねじり振動ダンパ。
5. 前記第２の圧力移行点（９６）の前記圧力回路構成部品（１０９）が、前記ガススプリング機構（１４）の前記貯蔵容器（３２）に圧力連結され、かつ前記動力取出装置（８６）又は前記動力取出装置に属する構成部品（８４）が割り当てられた、第２の回転貫通部（１１４）の一部であることを特徴とする請求項３に記載のねじり振動ダンパ。
6. １つの圧力移行点（１５１）の第１の圧力回路構成部品（１５３）が、前記駆動装置（１）の固定部品（１５５）に割り当てられ、前記圧力回路（１２０）に圧力連結され、これに対して、前記１つの圧力移行点（１５１）の第２の圧力回路構成部品（１５４）が、前記駆動装置（１）の回転部品（１５６）に割り当てられ、前記ガススプリング機構（１４）の前記貯蔵容器（３２）との流体連結を確立することを特徴とする請求項２に記載のねじり振動ダンパ。
7. 内燃機関によって形成された駆動装置を備えた、請求項６に記載のねじり振動ダンパであり、
   該ハウジングが前記固定部品として働き、前記クランクシャフトが前記回転部品として働くねじり振動ダンパであって、
   前記ハウジング（１５７）が、前記圧力回路（１２０）に圧力連結され、これに対して、前記クランクシャフト（３）が、前記ガススプリング機構（１４）の前記貯蔵容器（３２）に圧力連結されていることを特徴とするねじり振動ダンパ。
8. 前記圧力回路（１２０）の少なくとも１つの圧力移行点（９５、９６；１５１）に、互いに相対的に動くことができる各々２つの前記圧力回路構成部品（１０２、８４；１１０、８４；１５３、１５４）の間に、少なくとも１つの軸受け及び／又は封止要素（１０４）が設けられていることを特徴とする請求項２〜７のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
9. 少なくとも１つの軸受け及び／又は封止要素（１０４）が設けられた、前記圧力回路（１２０）の少なくとも１つの圧力移行点（９５、９６）が、前記駆動装置側の伝達要素（８８）に形成された放射状のフランジハブ（３６）により放射状に取り囲まれ、したがって、前記駆動装置（１）に対して前記動力取出装置（８６）を心出しする案内軸受け（１１６）として働くことができることを特徴とする請求項８に記載のねじり振動ダンパ。
10. 各々の前記圧力移行点（９５、９６；１５１）の前記軸受け及び／又は封止要素（１０４）が、封止部の機能を有することを特徴とする請求項８又は請求項９に記載のねじり振動ダンパ。
11. 前記駆動装置（１）の前記回転部品（１５６）に割り当てられた前記圧力回路構成部品（１５４）が、前記駆動装置側の伝達要素（８８）を保持するための支持フランジ（１６２）を備えていることを特徴とする請求項６又は請求項７に記載のねじり振動ダンパ。
12. 前記圧力回路（１２０）が、前記ガススプリング機構（１４）の前記貯蔵容器（３２）に圧力連結するようにされ得る、追加の貯蔵容器（１３２）を備えていることを特徴とする請求項１〜１１のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
13. 振動コンプレッサ（１２７）が、前記追加の貯蔵容器（１３２）に割り当てられていることを特徴とする請求項１２に記載のねじり振動ダンパ。
14. 前記追加の貯蔵容器（１３２）が、ガス媒体用の供給貯蔵容器（１３６）に又はガス媒体用の拡張貯蔵容器（１４４）に圧力連結され得ることを特徴とする請求項１２又は請求項１３に記載のねじり振動ダンパ。
15. 前記供給貯蔵容器（１３６）が、前記ポンプ（１３８）の吐き出し口（Ｄ）に圧力連結され得、これに対して、前記拡張貯蔵容器（１４４）が、前記ポンプ（１３８）の第１の吸気口（Ｓ１）に圧力連結され得ることを特徴とする請求項１〜１４のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
16. 前記追加の貯蔵容器（１３２）が、第１のアクチュエータ（１２２）を経由して前記ガススプリング機構（１４）の前記貯蔵容器（３２）に連結されていることを特徴とする請求項１２〜１５のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
17. 前記追加の貯蔵容器（１３２）が、第２のアクチュエータ（１３４）を経由して前記供給貯蔵容器（１３６）に連結されていることを特徴とする請求項１２〜１６のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
18. 前記追加の貯蔵容器（１３２）が、第３のアクチュエータ（１４２）を経由して前記拡張貯蔵容器（１４４）又は周囲（１４０）に連結されていることを特徴とする請求項１２〜１７のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
19. 前記ポンプ（１３８）の前記第１の吸気口（Ｓ１）が、第４のアクチュエータ（１４６）を経由して前記拡張貯蔵容器（１４４）に連結されていることを特徴とする請求項１８に記載のねじり振動ダンパ。
20. 前記ポンプ（１３８）が、第２の吸気口（Ｓ２）を経由して前記周囲（１４０）からガス媒体を供給することを特徴とする請求項１８又は請求項１９に記載のねじり振動ダンパ。
21. 前記アクチュエータ（１２２、１３４、１４２、１４６）の少なくとも１つが、前記アクチュエータの各々の作業位置を調整し得る、開ループ又は閉ループ制御装置（１２５）に連結されることを特徴とする請求項１６〜１９のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
22. 前記ガススプリング機構を補助する追加のスプリング機構を有する、請求項１〜２１のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパであって、
    前記ガススプリング機構（１４）が、前記追加のスプリング機構（５０）に直列に連結されていることを特徴とするねじり振動ダンパ。
23. 前記駆動装置（１）が、前記ガススプリング機構（１４）に作動連結され、これに対して、前記動力取出装置（８６）が、前記追加のスプリング機構（５０）に作動連結されていることを特徴とする請求項２２に記載のねじり振動ダンパ。
24. 前記駆動装置（１）が、前記追加のスプリング機構（５０）に作動連結され、これに対して、前記動力取出装置（８６）が、前記ガススプリング機構（１４）に作動連結されていることを特徴とする請求項２２に記載のねじり振動ダンパ。
25. 前記駆動装置に対して回転しないように取り付けられた、前記駆動装置側の伝達要素の放射状のフランジを備えた、請求項２３に記載のねじり振動ダンパであって、
    前記ガススプリング機構（１４）の前記貯蔵容器（３２）を含むシリンダ空間（１２）、及び前記貯蔵容器（３２）に至るフィードライン（１００）が、前記駆動装置側の伝達要素（８８）に割り当てられた、少なくとも１つの駆動装置側の一次制御要素（１６）に作動連結され、これに対して、前記シリンダ空間（１２）に対して円周方向に相対的に動くことができる、前記ガススプリング機構（１４）のピストン（１７）が、少なくとも１つの動力取出装置側の一次制御要素（３７）を備えた中間の伝達要素（９０）に作動連結されていることを特徴とするねじり振動ダンパ。
26. 前記中間の伝達要素（９０）が、駆動装置側の二次制御要素（４９）を経由して前記追加のスプリング機構（５０）に作動連結され、これに対して、前記追加のスプリング機構（５０）が、動力取出装置側の二次駆動要素（５８）を経由して前記動力取出装置側の伝達要素（９２）に作動連結されていることを特徴とする請求項１〜２５のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
27. 前記中間の伝達要素（９０）が、前記追加のスプリング機構（５０）を放射状に取り囲み、かつ該軸方向の境界を形成する保持空間（４８）を形成することを特徴とする請求項２５又は請求項２６に記載のねじり振動ダンパ。
28. 前記駆動装置（１）及び前記動力取出装置（８６）の両方が、前記ガススプリング機構（１４）に作動連結されていることを特徴とする請求項１〜２１のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
29. 前記追加のスプリング機構（５０）が、基本的に、前記ガススプリング機構（１４）から軸方向にずれて配置されていることを特徴とする請求項２２〜２８のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
30. 前記追加のスプリング機構（５０）が、基本的に、前記ガススプリング機構（１４）から半径方向にずれて配置されていることを特徴とする請求項２２〜２９のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
31. 前記ガススプリング機構（１４）の前記ピストン（１７）が、ピストンロッド（１８）とプランジャ（２５）とを備えることを特徴とする請求項１〜３０のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
32. 前記ガススプリング機構（１４）の前記ピストン（１７）の前記プランジャ（２５）が、基本的に粘性媒体で充填された圧力空間（２７）に作用し、前記圧力空間（２７）が、分離ピストン（３０）により前記プランジャ（２５）から向きがそれた円周側で境界づけられ、前記圧力空間（２７）から向きがそれた前記分離ピストンの側が、基本的にガス媒体で充填された前記貯蔵容器（３２）に隣接していることを特徴とする請求項１〜３１のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
33. 前記ガススプリング機構（１４）の前記ピストン（１７）の前記ピストンロッド（１８）が、前記シリンダ空間（１２）内の封止部（２６）を通過し、前記シリンダ空間（１２）のピストンロッド空間（２０）内に突出し、前記封止部（２６）が、前記圧力空間（２７）の前記粘性媒体と前記ピストンロッド空間（２０）の前記ガス媒体との交換を制限し、これに対して、前記分離ピストン（３０）が、前記圧力空間（２７）内の前記粘性媒体と前記貯蔵容器（３２）の前記ガス媒体との交換を制限することを特徴とする請求項１〜３２のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
34. 前記ガススプリング機構（１４）の前記シリンダ空間（１２）及び前記ピストンロッド（１８）の両方が、円周方向に延在する基本的に円弧として形成されていることを特徴とする請求項３３に記載のねじり振動ダンパ。
35. 前記ガススプリング機構（１４）の前記貯蔵容器（３２）が、前記圧力空間（２７）を迂回するスロットル連結部（１４８）により、前記ピストンロッド空間（２０）に連結されていることを特徴とする請求項１〜３４のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
36. 前記スロットル連結部（１４８）の絞り作用が、作動要素（１５０）によって調整され得ることを特徴とする請求項３５に記載のねじり振動ダンパ。
37. 前記スロットル連結部（１４８）の前記作動要素（１５０）が、前記開ループ又は閉ループ制御装置（１２５）に連結されていることを特徴とする請求項３６に記載のねじり振動ダンパ。
38. 前記ガススプリング機構（１４）の前記シリンダ空間（１２）が、基本的に、円形の、楕円形の、又は多角形の断面積を有し、前記プランジャの縁（２４）が、前記シリンダ空間（１２）の形状に一致していることを特徴とする請求項１〜３７のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。
39. 前記ガススプリング機構（１４）を充填する前記ガス媒体が、圧縮空気源（１７０）から得られ得る、又はその第２の吸気口（Ｓ２）を用い前記ポンプ（１３８）により前記周囲（１４０）からとられ得る、圧縮空気であることを特徴とする請求項１〜３８のいずれか一項に記載のねじり振動ダンパ。

Images