本教示內容通常包括一種用于吸收振動同時傳遞扭矩的系統(tǒng)，諸如變矩器組件。

背景技術：

變矩器是一種液力傳動單元，其在發(fā)動機與變速器之間傳遞扭矩并且能夠將發(fā)動機和變速器斷開聯接。變矩器通常包括變矩器泵部(驅動部件)、渦輪部(從動部件)和定子部，這些設置在充滿液壓流體的殼體中。變矩器泵部隨著發(fā)動機的曲軸轉動。渦輪部通常連接至變速器輸入軸?？梢詫崿F渦輪部與泵部的流體聯接，以通過變矩器傳遞轉矩。在渦輪部的速度與泵部的速度的相對低比率下，變矩器內的液壓流體的重定向導致扭矩倍增。變矩器離合器可適用于提供一種通過變矩器、繞過流體聯接件的機械扭矩傳遞路徑。通常，理想的是以最低發(fā)動機速度來應用變矩器離合器而增加效率。

技術實現要素：

一種用于吸收振動并且將扭矩從旋轉動力源傳遞至可旋轉負載的系統(tǒng)，該系統(tǒng)包括凸輪板，凸輪板具有凸輪表面并且配置成可以隨著動力源和負載中的一者繞旋轉軸線旋轉。所述系統(tǒng)包括彈簧，該彈簧配置成相對于旋轉軸線至少部分地沿徑向方向縱向延伸并且可以隨著動力源和負載中的另一者旋轉。彈簧配置成在動力源和負載的相對旋轉期間由于凸輪表面而被壓縮，彈簧因此具有取決于凸輪表面的有效彈簧剛度，彈簧的壓縮吸收動力源的扭轉振動。換言之，以與凸輪表面一致的方式或相對于凸輪表面壓縮彈簧。彈簧的壓縮量取決于凸輪表面。

在變矩器組件(具有泵部和渦輪部，二者由流體聯接件可操作地連接以傳遞扭矩)的實施例中，凸輪板和彈簧可以提供機械扭矩路徑，以將扭矩從動力源繞過流體聯接件而傳遞至負載。例如，變矩器離合器可以選擇性地可操作地連接凸輪板而隨著動力源旋轉，以建立機械扭矩路徑。

所述系統(tǒng)可以用于機動車輛或非機動車輛(諸如農用車、海上運載工具、航空運載工具等)中的傳動系。還應理解，所述系統(tǒng)可以包含在除車輛之外的器械、建筑設備、草坪設備等中。

具有新型凸輪板和彈簧設計的系統(tǒng)可以提供進一步的扭轉振動隔離能力，并且可以降低發(fā)動機速度，可以在汽車變矩器應用中以該發(fā)動機速度控制變矩器離合器鎖止。此外，因為通過選擇凸輪表面和實際彈簧剛度而使有效彈簧剛度完全具靈活性的，所以與依賴于長行程彈簧減振器(諸如圍繞旋轉軸線呈弧形布置的減振器)的系統(tǒng)相比，可以改進響應性。另外，與其它扭轉振動吸收系統(tǒng)相比，所述系統(tǒng)的成本和質量降低。

結合附圖，本教示內容的以上特征和優(yōu)點以及其它特征和優(yōu)點從以下實施本教示內容的最佳模式的具體實施方式中變得顯而易見。

附圖說明

圖1為傳動系的示意性剖視圖，該傳動系具有用于吸收振動并傳遞扭矩的變矩器組件。

圖2為變矩器組件的一部分的示意性側視圖。

圖3為示出相對旋轉的圖2的變矩器組件的所述部分的示意性側視圖。

圖4為呈四缸模式的四缸直列式發(fā)動機的示意圖。

圖5為圖2發(fā)動機輸出軸處的扭矩相對于圖4呈四缸模式的發(fā)動機的發(fā)動機曲柄角的曲線圖。

圖6為呈雙缸模式的圖4的發(fā)動機的示意圖。

圖7為圖2發(fā)動機輸出軸處的扭矩相對于圖6呈雙缸模式的發(fā)動機的發(fā)動機曲柄角的曲線圖。

圖8示出了各種發(fā)動機類型中圖1傳動系的變速器輸出部件的扭轉振動的幅值(單位為分貝(dB))相對于發(fā)動機速度(每分鐘轉數(rpm))的曲線圖。

圖9為移除彈簧殼體(為清楚起見)的圖2變矩器組件的一部分的示意性側視圖。

圖10為與圖9變矩器組件相關聯的力分析的示意圖。

圖11為示出圖9變矩器組件的凸輪板的凸輪表面的示意性幾何圖。

圖12為示出了使用圖11凸輪表面時圖9彈簧的有效彈簧剛度的曲線圖，其垂直軸線上為扭矩(單位為牛頓米(N-m))以及水平軸線上為角旋轉。

圖13為圖2變矩器組件的凸輪板的可替代凸輪表面的示意性幾何圖。

圖14為示出了使用圖13凸輪表面時圖9彈簧的有效彈簧剛度的曲線圖，其垂直軸線上為扭矩(單位為牛頓米(N-m))以及水平軸線上為角旋轉。

圖15為圖2變矩器組件的凸輪板的可替凸輪表面的示意性幾何圖。

圖16為示出了使用圖15凸輪表面時圖9彈簧的有效彈簧剛度的曲線圖，其垂直軸線上為扭矩(單位為牛頓米(N-m))以及水平軸線上為角旋轉。

圖17為圖2變矩器組件的凸輪板的可替代凸輪表面的示意性幾何圖。

具體實施方式

參照附圖，其中全部視圖中相同的元件符號指代相同的部件，圖1示出了具有傳動系12的車輛10的一部分。傳動系12可操作以提供推進車輛10的推動力。傳動系12包括動力源14，諸如發(fā)動機。發(fā)動機14可以是任何類型的發(fā)動機，諸如火花點火式發(fā)動機、壓燃式發(fā)動機或其它。此外，發(fā)動機14可以是任何布局或構型，或者可以具有任何數量的汽缸。在圖4和圖6中，僅出于示例的目的，發(fā)動機14描繪成具有可選擇性停用的汽缸26的直列式四缸發(fā)動機，從而允許發(fā)動機14在四缸模式或雙缸模式下操作。

傳動系12還包括由動力源14驅動的負載。負載由變速器16表示。換言之，發(fā)動機輸出部件18(諸如曲軸)處的旋轉扭矩被傳遞到變速器輸入部件20。變速器16可操作以改變變速器輸入部件20與變速器輸出部件22之間的速度比，變速器輸出部件22向車輛車輪(未示出)提供驅動扭矩。變速器16可以是自動變速器、手動變速器、手自一體式變速器，并且可以具有任何布局或構型。

傳動系12包括一種用于吸收振動并將扭矩從旋轉動力源(諸如發(fā)動機曲軸18)傳遞至可旋轉負載的系統(tǒng)24，該可旋轉負載由變速器輸入部件20表示。圖1中僅示出了位于旋轉軸線21上方的系統(tǒng)24的一部分。旋轉軸線21下方的部分大致為所示部分的鏡像。在所示應用中，系統(tǒng)24稱為變矩器組件24，并且示出在機動車輛應用中。所述系統(tǒng)可以用于非機動和/或非車輛應用，以吸收振動并且在旋轉動力源與旋轉負載之間傳遞扭矩，如本文所討論。變矩器組件24可以用于機動車輛或非機動車輛(例如農用車、海上運載工具、航空運載工具等)中的傳動系。還應理解，所述系統(tǒng)可以包括在除車輛之外的器械、建筑設備、草坪設備等中。

由旋轉動力源生成的扭矩可呈現出扭轉振動，諸如諧變的旋轉速度，其幅值可根據旋轉速度變化。如熟悉本領域的技術人員所理解的，由于發(fā)動機汽缸中間隔的點火次序，依賴燃燒來產生扭矩的發(fā)動機14在曲軸18處呈現出扭轉振動。例如，圖4描繪了具有標記為A、B、C、D的四個汽缸26的發(fā)動機14，每個汽缸按照發(fā)動機14的四缸操作模式中所選的點火序列來點火。圖5示出了發(fā)動機14的四沖程周期下的示例性曲線圖T1，其垂直軸線上是發(fā)動機曲軸18上的以牛頓-米(Nm)為單位的周期性扭矩T，水平軸線上是0度到720度旋轉的曲柄角旋轉(CA)。換言之，扭矩T1的大小隨著曲柄角(旋轉角)而改變。曲線圖T1中示出的扭矩中的四個峰值與四個汽缸26的燃燒周期相關聯。

一些現代發(fā)動機可在不同操作模式下操作，在這些操作模式下，啟用的汽缸數、閥門升程或閥門正時可以根據車輛操作條件來改變，以提高燃料效率。如果發(fā)動機可在多于一個操作模式下操作，那么會導致曲軸18處產生不同的周期性扭矩。例如，圖6中示出的發(fā)動機14在雙缸模式下操作，其中，只有汽缸A和D以定時次序點火，而汽缸B和C停用(即，未供燃料或點火)。圖7中示出了發(fā)動機14的四沖程周期下的示例性所得曲線圖，其中垂直軸線上是發(fā)動機曲軸18上的周期性扭矩T2，水平軸線上是0度到720度旋轉的曲柄角旋轉(CA)。在四缸模式期間，周期性扭矩T2與周期性扭矩T1在幅值和周期上不同。周期性扭矩T2中僅有兩個峰值是由于兩個啟用的汽缸A、D中每一個汽缸中的燃燒周期導致的。

圖8示出了各種常規(guī)傳動系的以分貝(dB)為單位的變速器輸出部件的扭轉振動(TV)幅值相對于以每分鐘轉數(rpm)為單位的發(fā)動機速度(ES)的曲線圖，該常規(guī)傳動系包括具有雙缸發(fā)動機(曲線TVA)、三缸發(fā)動機(曲線TVB)、四缸發(fā)動機(曲線TVC)及六缸發(fā)動機(曲線TVD)的傳動系。圖8示出具有不同數目被點火汽缸的常規(guī)傳動系在不同的發(fā)動機速度下達到預定的扭轉振動幅值PVA。預定的扭轉振動幅值PVA是被確定為對應用來說可接受的一個幅值。例如，在車輛應用中，扭轉振動幅值PVA應使得預定噪聲、振動和聲振粗糙度(NVH)的要求得到滿足。一般來說，被點火汽缸數較少的發(fā)動機在較高的發(fā)動機速度下達到預定的扭轉振動幅值PVA。如圖所示，扭轉振動PVA減小到可接受水平時的發(fā)動機速度SA，SB，SC，SD隨著被點火汽缸數量的增加而減小。對于雙缸發(fā)動機的扭轉振動幅值TVA處于峰值時的給定發(fā)動機速度ESA來說，三缸、四缸和六缸發(fā)動機的扭轉振動TVB，TVC和TVD幅值處于較低水平ESB，ESC和ESD。

參見圖1至圖3，一種改進的變矩器組件24通過提供一種構造增強了振動隔離，這種構造實現了完全靈活的有效彈簧剛度，如本文所述的，這可能使得以低于常規(guī)變矩器組件的發(fā)動機速度實現所需的預定扭轉振動幅值PVA。如本文所用，“完全靈活的”有效彈簧剛度是指可以使僅具有單一實際彈簧剛度的彈簧等效于具有一個或多個不同彈簧剛度的彈簧起作用以吸收扭轉振動。變矩器組件24包括可旋轉驅動部件，本文中也稱作泵部30，其配置成由動力源(發(fā)動機14)驅動的輸入。泵部30可以由發(fā)動機14經由與發(fā)動機曲軸18的連接件來驅動，例如通過飛輪和柔性板連接件31(部分示出)和一個或多個被固定到泵部30與其一起旋轉的蓋部33。換言之，泵部30可操作地連接到曲軸18以便與其一致旋轉(即，和曲軸18一起以相同速度旋轉)。

變矩器組件24還包括可旋轉從動部件，本文中稱為渦輪部32，其配置成由泵部30經由從泵部30至渦輪部32的流體聯接34驅動，在圖1中由雙面箭頭表示。如熟悉本領域的技術人員很容易理解的，變矩器可配置成通過變矩器組件24中所含的流體建立泵部到渦輪部的流體聯接。變矩器組件24還具有定子部35，其配置成引導泵部30和渦輪部之間的液壓流體流動，如熟悉本領域技術人員所理解的。一個或多個蓋部33圍繞著曲軸18和變速器輸入部件20之間的部件。

經由流體聯接件34的扭矩傳遞使得在變速器輸入部件20速度與曲軸18速度的較低速度比下，使泵部30到渦輪部32的扭矩倍增。通過流體聯接件34有一些滑移，這可能會在一定速度比下降低燃油經濟性。因此，變矩器離合器36與流體聯接件34平行放置，并選擇性地可接合以沿著繞過流體聯接件34的機械路徑建立扭矩傳遞，其從曲軸18和可操作連接的泵部30，穿過變矩器組件24，到達變速器輸入部件20。機械路徑包括本文所討論的凸輪板40、輥元件60、塊70、彈簧46，以及彈簧殼體48。因為渦輪部32也如固定部41所示固定成與彈簧殼體48一同旋轉，固定部41可以是例如壓配合或焊接區(qū)域，所以離合器36的接合使泵部30與渦輪部32一同旋轉。

更具體地，變矩器離合器36由應用板37的軸向運動(即，圖1中向左運動)接合，以使摩擦板39與蓋部33接合，并因此使摩擦板39以與曲軸18和泵部30相同的速度旋轉。電子控制器38可操作地連接到變矩器離合器36并在傳動系12的預定操作條件下接合離合器36。例如，電子控制器38可控制閥門來填滿以及排空流體腔，以施加壓力來移動應用板37接合或松開離合器36?？刂破?8命令變矩器離合器36接合的預定操作條件由各種傳感器或其它部件(未示出)提供給控制器38。操作條件可包括但不限于，曲軸18的扭矩或速度、變速器輸入部件20的扭矩或速度、泵部30和渦輪部32之間的速度差、車速及命令的發(fā)動機操作模式。

泵部30與渦輪部32的流體聯接件34用于阻尼發(fā)動機的振動，并在變速器輸入部件20速度與曲軸18速度之間較低的速度比下使扭矩倍增。然而，在其它速度比下，流體聯接件34的滑移會降低效率，并且用來接合離合器36的通常最有效做法是在盡可能低的發(fā)動機速度同時滿足預定的可接受扭轉振動幅值PVA，如針對圖8所討論的。因此，電子控制器38接合變矩器離合器36來建立繞過流體聯接件34的機械扭矩傳遞路徑。

為了吸收當離合器36被接合時發(fā)動機輸出部件18的扭轉振動，變矩器組件24包括凸輪板40和徑向延伸的彈簧46。在圖2所示的實施例中，凸輪板40通常是環(huán)形的，并且在凸輪板40的內周具有三個相同的凸輪表面42A，42B和42C。本文中通?？梢杂迷?2指代凸輪表面42A，42B，42C。凸輪板40具有外表面44，其配置有花鍵，在此花鍵處凸輪板40鍵合到摩擦板39，如圖1所示。因此，當離合器36被接合時，凸輪板40可操作地連接到泵部30并與其一致旋轉。

變矩器組件24具有彈簧46A，該彈簧配置成相對于旋轉軸線21沿徑向方向縱向延伸。彈簧46A示出為螺旋彈簧。彈簧46A配置成當凸輪板40通過離合器36的接合可操作地連接以與曲軸18和泵部30一起旋轉時，在凸輪板40和彈簧殼體48的相對旋轉期間由于且與(即，數量相對于)第一凸輪表面42A相對應而被壓縮。在圖1和圖2所示的實施例中，變矩器組件24包括三個彈簧46A，46B，46C，因為它們基本彼此相同所以通?？梢杂迷?6指代，并且均相對于旋轉軸線21沿各自徑向方向延伸。彈簧46支撐在彈簧殼體48中且彼此等距地成角度地圍繞旋轉軸線21間隔開。凸輪表面42A是第一凸輪表面并且彈簧46A是第一彈簧。凸輪表面42B是與第一凸輪表面42A成角度地圍繞旋轉軸線21間隔開的第二凸輪表面。

彈簧46B是與第一彈簧46A成角度地圍繞旋轉軸線21間隔開的第二彈簧，且配置為相對于旋轉軸線21沿徑向方向縱向延伸。第二彈簧46B配置成當凸輪板40通過離合器36的接合而可操作地連接以與曲軸18和泵部30一起旋轉時，在凸輪板40和彈簧殼體48的相對旋轉期間由于且與第二凸輪表面42B相對應而被壓縮。

第三彈簧46C是與第一彈簧46A和第二彈簧46B成角度地圍繞旋轉軸線21間隔開，且配置成相對于旋轉軸線21沿徑向方向縱向延伸。第三彈簧46C配置成當凸輪板40通過離合器36的接合而可操作地連接以與曲軸18及泵部30一起旋轉時，在凸輪板40和彈簧殼體48的相對旋轉期間由于且與第三凸輪表面42C相對應而被壓縮。第一、第二和第三彈簧46A，46B和46C在尺寸、形狀和實際彈簧剛度K_r上(即壓縮時所述彈簧的沿縱向方向上的彈簧剛度，其在所示實施例中是變矩器組件24的徑向方向)基本彼此相同，并且第一、第二和第三凸輪表面42A，42B和42C基本上彼此相同使得第一、第二和第三彈簧中每一個的有效彈簧剛度K_eff基本相同。盡管三個彈簧46和三個凸輪表面42在圖2的實施例中示出，但是在其它實施例中，僅可以使用兩個彈簧46和兩個凸輪表面42，或可以使用三個以上的彈簧和三個以上的凸輪表面。針對使用的彈簧46和凸輪表面42的數量，彈簧46將成角度地放置成相互更接近或更遠離，而且凸輪表面42將在凸輪板40的更小或更大的角范圍上延伸。此外，盡管彈簧46示為完全地沿徑向方向縱向延伸，但在其它實施例中，可使用只部分地沿徑向方向延伸的彈簧。例如，可以使用線性布置但相對于徑向方向傾斜的彈簧。此外，可以使用圍繞旋轉軸線基本以弧形布置但一端比另一端更接近于旋轉軸線的彈簧，因為這種彈簧還至少部分地沿徑向方向延伸并可配置成與凸輪板的凸輪表面相互作用，如本文討論。

如本文進一步討論，彈簧46容納在彈簧殼體48內并由其可旋轉地攜載。參照圖1和圖2，彈簧殼體48具有中心開口50，在此處鍵合到變速器輸入部件20。因此，彈簧46與彈簧殼體48和變速器輸入部件20圍繞旋轉軸線21一致旋轉(即一起并且以相同的速度旋轉)。

彈簧殼體48具有轂52和支撐在轂52上并且從其向外徑向延伸的彈簧箱體54。從圖1中能夠最清楚地看到，每個彈簧箱體54具有由兩個軸向間隔臂58界定的中心空腔56。換言之，臂58相對于轂52成叉狀或者分叉。彈簧46位于中心空腔56內。臂58相互軸向間隔得比圖1所示的凸輪板40的寬度W遠。這允許凸輪板40和彈簧殼體48的相對旋轉而使臂58不會干擾到凸輪板40。

圖1示出了裝配到銷釘62上的輥元件60，其固定到彈簧殼體48使得輥元件60能繞沿著銷釘62的長度延伸的旋轉軸線64旋轉。另外，可以清楚地在圖2看到，銷釘62的端部被限制成沿設置在每個臂58上的徑向延伸槽68移動。在每個彈簧箱體54處設置相同的輥元件60、銷釘62和槽68。在少于或者多于三個彈簧46的實施例中，彈簧殼體48可以設置有相等數量的彈簧箱體54。

在輥元件60和彈簧46之間設置塊70。塊70可具有圓盤形狀或其它形狀。塊70可以包括支承件72或與彈簧殼體48相互作用的其它滾動部件。如本文進一步討論的，這使得在凸輪板40和彈簧殼體48的相對旋轉期間，當彈簧46因輥元件60與凸輪表面42的相互作用而被壓縮時，塊70能反作用于輥元件40上垂直于徑向方向的凸輪表面42的分力F_x，并且允許塊70在彈簧殼體48內沿徑向方向滑動。徑向延伸彈簧46在反作用于垂直于徑向方向的力的能力方面受到限制。

當離合器36接合而使凸輪板40可操作地連接以與曲軸18以及泵部30一致旋轉時，每一個輥元件60因此經由塊70與各自彈簧46的徑向外端73可操作地連接，并配置成在凸輪板40和彈簧殼體48的相對旋轉期間沿著凸輪表面42滾動。每個彈簧46具有配置成與空腔56內的彈簧殼體48的表面76相互作用的徑向內端74。每個彈簧46因此相對于旋轉軸線21沿徑向方向壓縮在相鄰塊70和表面76之間。

當曲軸18處發(fā)生諸如由于發(fā)動機點火引起的扭轉振動時，如果離合器36接合，那么振動將傳遞到凸輪板40。如圖3所示，凸輪板40示出為相對于圖2位置順時針旋轉以指示扭轉振動。當凸輪表面42在P2位置比P1位置更靠近旋轉軸線21時，輥元件60穿過凸輪表面42從圖2的位置P1處滾動到圖3的P2位置，且還內向徑向移動，并在槽68內滑動。因此彈簧46配置成當離合器36接合時，在曲軸18和變速器輸入部件20的相對旋轉期間(即凸輪板40和泵部30相對于彈簧殼體48，渦輪部32和變速器輸入部件20的旋轉)，由于且與凸輪表面42相對應而被壓縮。換言之，凸輪板40上充足的振動扭矩下，彈簧46將會壓縮。由于振動壓縮彈簧46所需的能量(即在由驅動車輛10所需的穩(wěn)定扭矩引起的過量的彈簧壓縮)是用來使彈簧吸收驅動部件(即通過泵部30的曲軸18)相對于從動部件(即變速器輸入部件20)的扭轉振動的相同能量。

參考圖9和圖10，由旋轉凸輪板40施加以壓縮彈簧46的力F_r的大小和垂直于半徑穿過彈簧46(從而導致扭距Tq傳遞到彈簧殼體48和變速器輸入部件20)施加的力F_x的大小取決于到凸輪表面42的切線和在輥元件60的接觸點CP垂直于徑向方向的線之間的角度θ(也稱為凸輪角θ)。因此，有效彈簧剛度K_eff通過凸輪表面42的設計和彈簧46的實際彈簧剛度K_r的選擇來控制。雖然徑向延伸，但由于凸輪表面42，彈簧46因此可用作扭轉彈簧。圖9中，為了清晰起見，移除彈簧殼體48。

圖10中所示的力的平衡圖表明緊靠凸輪板40的接觸點CP上的彈簧46(通過輥元件60)的力F借助作用于扭矩TQ(即，垂直于旋轉軸線21)的分力F_x和作用在徑向方向且用于壓縮彈簧46的分力F_r來平衡。更具體地說，

在凸輪板40相對旋轉達角度dψ以前，當凸輪板40位于先前的位置(可以是彈簧46的安裝高度)時，Tq＝F_xr＝K_r(r_o-r)tan(θ)r，其中，Tq是扭矩，F_x是垂直于半徑r從接觸點CP指向旋轉軸線21的分力，r_o是從輥元件60的前接觸點PCP到旋轉軸線21半徑。

通過彈簧46施加到變速器輸入部件20的轉矩的變化是由于相對旋轉(即，扭轉振動)，因此，

與相等。

由徑向延伸彈簧46(具有沿著半徑r的實際彈簧剛度K_r)作用于凸輪表面42上的輥元件60的組合提供的有效彈簧剛度K_eff是輥元件60的接觸點的凸輪表面40的切線與垂直于半徑以及凸輪表面40的角位置ψ的線之間的角θ的函數，該函數如下：

換言之，

其中A(r，θ)＝K_rtan²(θ)(2r-r_o)r和

因此，有效彈簧剛度K_eff由凸輪表面42部分決定，并且相對切向行進(凸輪表面42相對于輥元件60的運動)的徑向行進(彈簧46的壓縮)由凸輪角θ控制。上述描述提供了在理想條件下的有效彈簧剛度。在實際操作條件下，考慮到輥元件60和塊70的動態(tài)，有效彈簧剛度K_eff可能會由于慣性的影響稍微地改變。

圖11示出了凸輪板140的幾何布置的實例，該幾何布置可以代替圖1中的凸輪板40。凸輪板140具有三個凸輪表面142，每個凸輪表面都配置成延伸在凸輪板140相對于圖2中彈簧46的106.22度的旋轉角度ψ₁上。圖12是當使用凸輪表面142時，通過每個彈簧46從凸輪板140傳遞到變速器輸入部件20的扭矩Tq相對于凸輪板140相對于彈簧46的角旋轉的曲線圖。圖12圖示出凸輪表面142配置成提供有效彈簧剛度K_eff，該有效彈簧剛度在凸輪板140相對于彈簧46的預定角旋轉范圍ψ₁內是線性的。應該理解的是凸輪板140的幾何描述簡圖只是在細節(jié)上示出了凸輪表面142。雖然圖11的凸輪表面142提供了線性有效彈簧剛度K_eff，但其它凸輪表面可以在本教示內容的范圍內使用。例如，凸輪表面可配置成提供完全非線性有效彈簧剛度K_eff(即，有效彈簧剛度而非總是隨角旋轉改變)。此外，盡管在文中位于特定凸輪板的凸輪表面示為相同，但在相同的凸輪板上的各種凸輪表面可能具有不同的結構，從而在不同的結構下提供不同的有效彈簧剛度。例如，不同的凸輪表面具有遵循線性疊加的總效應。

圖13示出了凸輪板240的幾何布置的實例，該幾何布置可以代替圖1中的凸輪板40。凸輪板240具有三個凸輪表面242，每個凸輪表面都配置成延伸在凸輪板240相對于圖2中彈簧46的104.16度的旋轉角度ψ₂上。圖14是當使用凸輪表面242時，通過每個彈簧46從凸輪板240傳遞到變速器輸入部件20的扭矩Tq相對于凸輪板240相對于彈簧46的角旋轉的曲線圖。圖14示出凸輪表面242配置成提供有效彈簧剛度，該有效彈簧剛度有效地具有第一值K_eff1，第二值K_eff2，和第三值K_eff3，該第一值處于凸輪板240相對于圖2中的彈簧46的第一角旋轉范圍(0度至60度)內，該第二值處于繼第一角旋轉范圍之后的凸輪板240相對于彈簧46的第二角旋轉范圍(60度至80度)內，該第三值處于繼第二角旋轉范圍之后的凸輪板240相對于彈簧46的第三角旋轉范圍(60度至104.16度)內。應該理解的是凸輪板240的幾何描述簡圖只是在細節(jié)上示出了凸輪表面242。圖13中可知，有效彈簧剛度K_eff1，K_eff2，K_eff3之間的轉換與凸輪表面242的曲率變化相對應。更具體地講，從輥元件的接觸點P1到P2(0度至60度)，凸輪表面242具有第一曲率；從輥元件的接觸點P2到P3(60度至80度)，凸輪表面242具有第二曲率，且第二曲率大于第一曲率；并且從輥元件的接觸點P3到P4(80度至104.16度)，凸輪表面具有第三曲率，且第三曲率大于第二曲率。

圖15示出了凸輪板340的幾何布置的實例，該幾何布置可以代替圖1中的凸輪板40。凸輪板340具有三個凸輪表面342，每個凸輪表面都配置成延伸在凸輪板340相對于圖2中彈簧46的103.6度的旋轉角度ψ₃上。圖16是當使用凸輪表面342時，通過每個彈簧46從凸輪板340傳遞到變速器輸入部件20的扭矩Tq相對于凸輪板340相對于彈簧46的角旋轉的曲線圖，并且圖示了凸輪表面342，其配置為提供有效彈簧剛度，該有效彈簧剛度有效地具有第一值K_eff1，第二值K_eff2，和第三值K_eff3，該第一值處于凸輪板340相對于圖2中的彈簧46的第一角旋轉范圍(0度至10度)內，該第二值處于繼第一角旋轉范圍之后的凸輪板340相對于彈簧46的第二角旋轉范圍(10度至82度)內，該第三值處于繼第二角旋轉范圍之后的凸輪板340相對于彈簧46的第三角旋轉范圍(82度至103.6度)內。應該理解的是凸輪板340的幾何描述簡圖只是在細節(jié)上示出了凸輪表面342。第二值K_eff2A小于第一值K_eff1A和第三值K_eff3A。因此，在第一角旋轉范圍內凸輪板340使彈簧46能為輸入扭矩的范圍提供比在第二角旋轉范圍內更好的振動隔離能力。圖16中可知，有效彈簧剛度K_eff1，K_eff2，K_eff3之間的轉換與凸輪表面342的曲率變化相對應。更具體地講，從輥元件的接觸點P1到P2(0度至10度)，凸輪表面342具有第一曲率；從輥元件的接觸點P2到P3(10度至82度)，凸輪表面342具有第二曲率；從輥元件的接觸點P3到P4(82度至103.16度)，凸輪表面具有第三曲率，且第三曲率大于第二曲率。

圖17示出了凸輪板440的幾何布置的實例，該幾何布置可以代替圖1中的凸輪板40。圖17中在凸輪板440相對于彈簧46的預定角旋轉范圍ψ₄上延伸的凸輪板表面442的一部分與圖12中的凸輪結構相似，且凸輪表面142配置成提供有效彈簧剛度K_eff，其在凸輪板140相對于彈簧46的預定角旋轉范圍ψ₅內取決于點P1和點P2之間的凸輪結構。凸輪表面442提供在相反方向上在凸輪板440的預定角旋轉范圍ψ₅內延伸的一部分，其配置成提供了有效彈簧剛度K_eff，其取決于點P1和點P3之間的凸輪結構。例如，如果經受負扭矩，那么凸輪表面442可在預定角旋轉范圍ψ₅內提供有效彈簧剛度K_eff。應該理解的是凸輪板440的幾何描述簡圖只是在細節(jié)上示出了凸輪表面442。

凸輪板40、140、240、340和440僅示出了可以提供的凸輪表面的各種實施例中的一些。通過選擇具有選定曲率的凸輪表面，(該選定曲率可以隨角旋轉持續(xù)變化，或可以在選定的角旋轉范圍內延伸)以及選擇實際彈簧剛度(K_r)，有效彈簧剛度K_eff由此是完全具“靈活性”的。換言之，任何期望有效彈簧剛度K_eff可以在任何角旋轉下和/或在凸輪板40、140、240或340的任何給定角旋轉范圍內來提供，其中不同的有效彈性剛度處于不同的角旋轉，或處于不同角旋轉范圍內，并且因此處于通過彈簧46的扭矩傳遞和扭轉振動吸收的不同幅值內。

雖然已經詳細描述了用于實施本教導的許多方面的最佳模式，但熟悉本領域的技術人員將認識到，用于實踐本發(fā)明的各種可替換方面處于所附權利要求的范圍之內。