DE2825957A1 - ROTARY VIBRATION DAMPER OR VIBRATION-DAMPING AND TORSO-ELASTIC COUPLING - Google Patents
ROTARY VIBRATION DAMPER OR VIBRATION-DAMPING AND TORSO-ELASTIC COUPLINGInfo
- Publication number
- DE2825957A1 DE2825957A1 DE19782825957 DE2825957A DE2825957A1 DE 2825957 A1 DE2825957 A1 DE 2825957A1 DE 19782825957 DE19782825957 DE 19782825957 DE 2825957 A DE2825957 A DE 2825957A DE 2825957 A1 DE2825957 A1 DE 2825957A1
- Authority
- DE
- Germany
- Prior art keywords
- throttle
- damper
- chambers
- throttle point
- damping
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
- 238000013016 damping Methods 0.000 title claims description 44
- 230000008878 coupling Effects 0.000 title claims description 10
- 238000010168 coupling process Methods 0.000 title claims description 10
- 238000005859 coupling reaction Methods 0.000 title claims description 10
- 239000007788 liquid Substances 0.000 claims description 20
- 238000005192 partition Methods 0.000 claims description 13
- 239000012528 membrane Substances 0.000 claims description 11
- 239000012530 fluid Substances 0.000 claims description 9
- 239000000945 filler Substances 0.000 claims description 3
- 238000006073 displacement reaction Methods 0.000 claims description 2
- 244000258271 Galium odoratum Species 0.000 description 4
- 235000008526 Galium odoratum Nutrition 0.000 description 4
- 230000001419 dependent effect Effects 0.000 description 4
- 238000013461 design Methods 0.000 description 4
- 230000007423 decrease Effects 0.000 description 3
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 3
- 238000003754 machining Methods 0.000 description 3
- 238000010276 construction Methods 0.000 description 2
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 2
- 230000010355 oscillation Effects 0.000 description 2
- 238000012856 packing Methods 0.000 description 2
- 230000001105 regulatory effect Effects 0.000 description 2
- 238000007789 sealing Methods 0.000 description 2
- 230000003746 surface roughness Effects 0.000 description 2
- 230000032683 aging Effects 0.000 description 1
- 238000013459 approach Methods 0.000 description 1
- 238000005452 bending Methods 0.000 description 1
- 238000004891 communication Methods 0.000 description 1
- 230000006835 compression Effects 0.000 description 1
- 238000007906 compression Methods 0.000 description 1
- 230000006378 damage Effects 0.000 description 1
- 238000011161 development Methods 0.000 description 1
- 230000018109 developmental process Effects 0.000 description 1
- 230000002349 favourable effect Effects 0.000 description 1
- 230000017525 heat dissipation Effects 0.000 description 1
- 239000000463 material Substances 0.000 description 1
- 230000036515 potency Effects 0.000 description 1
- 230000005855 radiation Effects 0.000 description 1
- 230000000630 rising effect Effects 0.000 description 1
- 239000000725 suspension Substances 0.000 description 1
- 238000012360 testing method Methods 0.000 description 1
- 230000007704 transition Effects 0.000 description 1
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
- F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
- F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
- F16F15/14—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers
- F16F15/1407—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers the rotation being limited with respect to the driving means
- F16F15/1414—Masses driven by elastic elements
- F16F15/1421—Metallic springs, e.g. coil or spiral springs
- F16F15/1428—Metallic springs, e.g. coil or spiral springs with a single mass
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
- F16D3/00—Yielding couplings, i.e. with means permitting movement between the connected parts during the drive
- F16D3/50—Yielding couplings, i.e. with means permitting movement between the connected parts during the drive with the coupling parts connected by one or more intermediate members
- F16D3/56—Yielding couplings, i.e. with means permitting movement between the connected parts during the drive with the coupling parts connected by one or more intermediate members comprising elastic metal lamellae, elastic rods, or the like, e.g. arranged radially or parallel to the axis, the members being shear-loaded collectively by the total load
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
- F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
- F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
- F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
- F16F15/121—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon using springs as elastic members, e.g. metallic springs
- F16F15/1215—Leaf springs, e.g. radially extending
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
- F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
- F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
- F16F15/16—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using a fluid or pasty material
- F16F15/161—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using a fluid or pasty material characterised by the fluid damping devices, e.g. passages, orifices
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Acoustics & Sound (AREA)
- Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
- Mechanical Operated Clutches (AREA)
- Combined Devices Of Dampers And Springs (AREA)
Description
Drehschwingungsdämpfer bzw. schwingungsdämpfende und drehelastische KupplungTorsional vibration damper or vibration damping and torsionally elastic coupling
Die Erfindung bezieht sich auf einen Drehschwingungsdämpfer bzw. eine schwingungsdämpfende und drehelastische Kupplung mit flüssigkeitsgefüllten Kammern zwischen Innen- und Außenteil des Dämpfers bzw. der Kupplung, dessen bzw. deren Dämpfung hauptsächlich auf der durch eine Relativbewegung zwischen Innen- und Außenteil hervorgerufenen Verdrängung der Flüssigkeit durch eine Drosselstelle, über die die Kammern miteinander in Verbindung stehen, beruht.The invention relates to a torsional vibration damper or a vibration-damping and torsionally elastic one Coupling with fluid-filled chambers between the inner and outer part of the damper or the coupling, its or their damping is mainly due to the displacement of the caused by a relative movement between the inner and outer parts Liquid through a throttle point, through which the chambers are in communication with one another, is based.
Bei allen Dämpfern bzw. Kupplungen, deren Dämpfungswirkung mit der viskosen Strömung von Flüssigkeit durch Drosselstellen, also enge Spalte, zusammenhängt, verhält sich der Druckverlust bzw. Dämpfungsbeiwert annähernd nach dem Gesetz Δρ = K . V . Q . τ——3, wobei in dieser Gleichung A ρ den Druckverlust bzw. Dämpfungsbeiwert, K einen von der Reynoldszahl, den Ein- und Ausströmungsverhältnissen in den Spalt und der Oberflächenrauhigkeit abhängigen Koeffizienten, V die kinematische Zähigkeit der Flüssigkeit, Q die sekundliche Flüssigkeitsmenge, 1 die in Strömungsrichtung liegende Spaltlänge, b die senkrecht zur Strömungsrichtung liegende Spaltbreite und s die ebenfalls senkrecht zur Strömungsrichtung liegende Spaltstärke bedeuten. Daraus ergeben sich für die bekannten Dämpfer bzw. Kupplungen, bei denen die Drosselquerschnitte konstant oder temperaturabhängig sind, empfindliche Nachteile, wie aus folgenden Betrachtungen deutlich hervorgeht: In all dampers or clutches whose damping effect is related to the viscous flow of liquid through throttling points, i.e. narrow gaps, the pressure loss or damping coefficient behaves approximately according to the law Δρ = K. V. Q. τ —— 3, where in this equation A ρ is the pressure loss or damping coefficient, K is a coefficient that depends on the Reynolds number, the inflow and outflow conditions into the gap and the surface roughness, V the kinematic viscosity of the liquid, Q the secondary amount of liquid, 1 the gap length lying in the flow direction, b the gap width lying perpendicular to the flow direction and s the gap thickness also lying perpendicular to the flow direction. This results in sensitive disadvantages for the known dampers or clutches in which the throttle cross-sections are constant or temperature-dependent, as can be clearly seen from the following considerations:
1. Da der Dämpfungsbeiwert direkt proportional der sekundlichen ölmenge Q ist, haben kleine Ölmengen, die bei Schwingungen mit niedriger Frequenz auftreten, kleine und große ölmengen, also hochfrequente Schwingungen, große Dämpfungsbeiwerte zur Folge. Dämpfer bzw. Kupplungen der eingangs geschilderten Art werden nun vorzugsweise in Schiffsantriebsanlagen mit Festpropellern eingesetzt, wobei jene Schwingungsmomente, die bei Resonanz der Hauptharmonischen mit der ersten Eigenfrequenz der Anlage entstehen, d ie Mindestdrehzahl der1. Since the damping coefficient is directly proportional to the secondary amount of oil Q, small amounts of oil that at Vibrations with low frequency occur, small and large quantities of oil, i.e. high-frequency vibrations, large damping coefficients result. Dampers or clutches of the type described above are now preferably used in ship propulsion systems used with fixed propellers, with those moments of vibration that occur when the main harmonic resonates with the first Natural frequency of the system arise, the minimum speed of the
909807/0687909807/0687
Anlage bestimmen. Eine möglichst tiefe Mindestdrehzahl ist beispielsweise beim Manövrieren oder beim Durchfahren von Schiffahrtskanälen wichtig. Hier ist es möglich, die Resonanz durch Verwendung von weichen und im Vergleich zu harten auch größeren Kupplungen zu tieferen Drehzahlen hin zu verlagern, um die Mindestdrehzahl klein zu halten. Bei Verwendung von härteren Dämpfern bzw. Kupplungen könnten aber auch die Schwingungsmomente durch Vergrößerung des Dämpfungsbeiwertes für Schwingungen niedriger Frequenz vermindert werden.Determine the system. A minimum speed as low as possible is, for example, when maneuvering or driving through Shipping canals important. Here it is possible to increase the resonance by using soft and comparing them to hard ones too to relocate larger clutches to lower speeds, to keep the minimum speed low. If harder dampers or clutches are used, the Vibration torques can be reduced by increasing the damping coefficient for vibrations of low frequency.
In solchen Anlagen entstehen aber auch im Nenndrehzahlbereich bei Ausfall eines Zylinders, bedingt durch die dann auftretenden niedrigen harmonischen Ordnungen, Schwingungsmomente niedriger Frequenz, deren Größe ebenfalls durch Vergrößerung des Dämpfungsbeiwertes herabzusetzen wäre.In such systems, however, also occur in the nominal speed range when a cylinder fails, due to the then Occurring low harmonic orders, oscillation moments of low frequency, their size also through enlargement the damping coefficient would have to be reduced.
Bei Schwingungsmomenten hoher Frequenz bzw. großer sekundlicher Flüssigkeitsmenge Q können hingegen, wie bereits erwähnt, bisher nur große Werte für den Dämpfungsbeiwert erreicht werden. Übersteigt nun bei einer Relativbewegung zwischen Innen- und Außenteil die Druckdifferenz zwischen dem Überdruck in den einen Kammern bzw. dem Unterdruck in den anderen Kammern und dem Zuführdruck der Flüssigkeit in die Kammern diesen Zuführdruck, so kommt es in den einen Kammern zu Kavitation, es entsteht die Gefahr einer Werkstoffzerstörung und es tritt gleichzeitig ein zumindest teilweiser Dämpfungsverlust auf.In the case of oscillation moments of high frequency or a large secondary quantity of liquid Q, however, as already mentioned, so far only large values for the damping coefficient have been achieved. Now exceeds with a relative movement between the inner and outer parts is the pressure difference between the overpressure in one of the chambers and the underpressure in the other chambers and the supply pressure of the liquid in the chambers this supply pressure, so it comes in one of the chambers to cavitation, there is a risk of material destruction and at the same time at least a partial one occurs Loss of attenuation.
2. Auf Grund der Proportionalität zwischen Dämpfungsbeiwert und Flüssigkeitszähigkeit und der Temperaturabhängigkeit dieser Zähigkeit nimmt mit steigender Temperatur die Zähigkeit und der Dämpfungsbeiwert ab. Im Betrieb stellt sich die Gleichgewichtstemperatur des Dämpfers bzw. der Kupplung so ein, daß die durch Dämpfung im Inneren des Dämpfers bzw. der Kupplung erzeugte Wärmemenge und die durch Wärmeleitung bzw. Strahlung von der Oberfläche abgegebenen Wärmemengen gleich sind. Steigt nun durch äußere Einflüsse, wie z.B. durch erhöhte Maschinenraumtemperatur, auch die Oberflächentemperatur des Dämpfers bzw. der Kupplung, so steigt auch die Temperatur2. Due to the proportionality between the damping coefficient and liquid viscosity and the temperature dependence of this viscosity, the toughness and the damping coefficient decrease with increasing temperature. During operation, the equilibrium temperature of the damper or the clutch is set in such a way that the amount of heat generated by damping inside the damper or the clutch and the amount of heat emitted from the surface by conduction or radiation are the same. If the surface temperature of the damper or clutch increases due to external influences, such as increased engine room temperature, the temperature also increases
909807/0687909807/0687
der Dämpfungsflüssigkeit, womit ihre Zähigkeit sinkt. Die damit zusammenhängende verminderte Dämpfungswirkung kann in den zu schützenden Anlagen bzw. im Dämpfer bzw. in der Kupplung selbst zu erhöhten Schwingungsmomenten führen, wodurch eine erneute Temperaturerhöhung auftritt, sich der Dämpfungsbeiwert weiter vermindert und so weiter, bis es zum Bruch des Dämpfers bzw. der Kupplung kommt. Außerdem ist bei der Dimensionierung des Dämpfers bzw. der Kupplung meist nicht bekannt, welche Flüssigkeit eingesetzt wird und welche Wärmeabfuhrverhältnisse im Maschinenraum oder im Motorgehäuse vorherrschen. Auch verändert sich die Zähigkeit der verwendeten Flüssigkeit im Laufe der Zeit durch Alterung, so daß eine genaue Angabe des Dämpfungsbeiwertes unmöglich ist.the damping fluid, which reduces its viscosity. The associated reduced damping effect can in the systems to be protected or in the damper or in the clutch itself lead to increased vibration moments, which if the temperature rises again, the damping coefficient is further reduced and so on until it the damper or clutch breaks. In addition, when dimensioning the damper or the clutch is usually not known which liquid is used and which Heat dissipation conditions prevail in the engine room or in the motor housing. The toughness of the ones used also changes Liquid in the course of time due to aging, so that an exact specification of the damping coefficient is impossible.
3. Wie Versuche gezeigt haben, ist der Koeffizient K u.a. von der Reynoldszahl, von den Ein- und Ausströmverhältnissen im Drosselspalt und von der Oberflächenrauhigkeit der Drosselstelle abhängig. Eine genaue Angabe des Dämpfungsbeiwertes für einen Dämpfer bzw. eine Kupplung setzt also auch eine genaue Kenntnis des unter den gegebenen Umständen auftretenden Ko^fizienten K voraus. Die genaue Kenntnis des Koeffizienten K ist aber deshalb von Interesse, da z.B. ein kleinerer als vermuteter Dämpfungsberwert zu größeren als vorausberechneten Schwingungsmomenten bzw. ein größerer als vermuteter Dämpfungsbeiwert zu größeren Druckdifferenzen und damit verbunden eventuell zu Kavitation und Dämpfungsverlusten führen kann.3. As tests have shown, the coefficient K depends, among other things, on the Reynolds number and on the inflow and outflow ratios in the throttle gap and the surface roughness of the Throttle point dependent. An exact specification of the damping coefficient for a damper or a clutch is also required a precise knowledge of the coefficient K occurring under the given circumstances. The exact knowledge of the However, the coefficient K is of interest because, for example, a lower than assumed damping value leads to greater than precalculated vibration moments or a greater than expected damping coefficient to greater pressure differences and associated therewith can possibly lead to cavitation and damping losses.
4. Von einem Dämpfer bzw. einer Kupplung wird eine radiale Verlagerungsmöglichkeit verlangt, die eine gewisse Mindestspaltstärke zwischen Innen- und Außenteil bedingt. Mit zunehmender Spaltstärke vermindert sich aber der Dämpfungsbeiwert mit der 3.Potenz, was sehr unerwünscht ist und bei großen Verlagerungsmöglichkeiten zu geringen, erreichbaren Dämpfungsbeiwerten führt. Dies ist zwar dadurch zu umgehen, daß die Spalten zwischen Innen- und Außenteil durch Dichtleisten verschlossen werden, doch muß dann z.B. durch JNiiten in der Seitenplatte für die Drosselspalte gesorgt sein. Auch ist zu bedenken, daß die Stärken der Drosselspalte klein und4. A damper or a clutch is required to be able to move radially with a certain minimum gap thickness between inner and outer part conditional. However, the damping coefficient decreases with increasing gap thickness with the 3rd power, which is very undesirable and at large shift opportunities to small, achievable Leads to damping coefficients. This can be circumvented by sealing the gaps between the inner and outer parts by sealing strips be closed, but must then e.g. by JNiiten the throttle gap must be provided in the side plate. It should also be borne in mind that the thicknesses of the throttle gaps are small and
909807/0687909807/0687
die dafür üblichen Bearbeitungstoleranzen groß sind, so daß ein unerwünschter Einfluß der Bearbeitungstoleranzen auf den Dämpfungsbeiwert entsteht, welcher Einfluß noch dadurch verstärkt wird, daß eben der Dämpfungsbeiwert der J.Potenz der Spaltstärke umgekehrt proportional ist.the usual machining tolerances are large, so that an undesirable influence of the machining tolerances on the The damping coefficient arises, which influence is reinforced by the fact that the damping coefficient of the J.Potence of Gap thickness is inversely proportional.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, diese Nachteile zu vermeiden und einen Dämpfer bzw. eine Kupplung der eingangs geschilderten Art zu schaffen, dessen bzw. deren Dämpfungsbeiwert in weitgehender Unabhängigkeit von der sekundlichen Flussigkeitsmenge Q, von der Zähigkeit der verwendeten Flüssigkeit, vom Koeffizienten K und von der Bearbeitungstoleranz des Drosselspaltes sich nach einer wählbaren Kennlinie selbständig einstellt.The invention is therefore based on the object of avoiding these disadvantages and a damper or a clutch of the type described above to create whose or their damping coefficient largely independent of the secondary amount of liquid Q, on the viscosity of the used Liquid, the coefficient K and the machining tolerance of the throttle gap are selectable Adjusts the characteristic independently.
Die Erfindung löst diese Aufgabe dadurch, daß die Drosselstelle einen beweglichen, im Sinne einer Querschnittsverengung federbelasteten Drosselteil zur Einstellung des Drosselquerschnittes in einem vorbestimmten Abhängigkeitsverhältnis zu den Druckunterschieden der jeweils in den Kammern bzw. der Drosselstelle herrschenden Flüssigkeitsdrücke aufweist, wobei vorzugsweise die Drosselstelle zwischen zwei, über sie zusammenhängende Abschnitte eines im Innenteil des Dämpfers bzw. der Kupplung vorgesehenen Ausgleichsraumes liegt, von denen der eine Abschnitt mit den Kammern, deren Volumen sich bei einer Relativbewegung zwischen Innen- und Außenteil vergrößert und der andere Abschnitt mit den Kammern, deren Volumen sich dabei verkleinert, über Bohrungen, Kanäle od.dgl. verbunden 3ind, und die den Ausgleichsraum in die beiden Abschnitte teilende Trennwand den beweglichen Drosselteil bildet. Da es also keine Drosselstelle mit konstantem oder nur temperaturabhängigem Querschnitt gibt, sondern eine sich auf die gerade herrschenden Druckverhältnisse einstellende, variable Drosselstelle vorhanden ist, kommt es zu einem stets allen Gegebenheiten Rechnung tragenden Betriebspunkt des Dämpfers bzw. der Kupplung, wobei für die Wählbarkeit dieses Betriebspunktes bzw. des Dämpfungsbeiwertes die Charakteristik der dem beweglichen Drosselteil zugeordneten Feder zusammenThe invention solves this problem in that the throttle point is movable, in the sense of a cross-sectional constriction spring-loaded throttle part to adjust the throttle cross-section in a predetermined relationship has the pressure differences of the liquid pressures prevailing in each of the chambers or the throttle point, wherein preferably the throttle point between two contiguous sections of one in the inner part of the damper or the coupling provided compensation space, of which the one section with the chambers, the volume of which is enlarged with a relative movement between the inner and outer part and the other section with the chambers, their Volume is reduced, through holes, channels or the like. connected 3ind, and the equalization space in the two sections dividing partition forms the movable throttle part. Since there is no restriction with constant or only temperature-dependent cross-section, but rather one that adjusts to the prevailing pressure conditions, variable throttle point is present, there is always an operating point that takes all circumstances into account The damper or the clutch, with the characteristic for the selectability of this operating point or the damping coefficient the spring associated with the movable throttle part
909807/0687909807/0687
282595?282595?
mit der Form und Beweglichkeit dieses Drosselteiles selbst maßgebend sind. Der "bewegliche Drosselteil reagiert unmittelbar auf die eintretenden Druckverhältnisse, so daß sich stets eine sich selbst einstellende Drosselweite ergibt, die auf Grund der Federkennlinie auch mühelos vorbestimmbar ist. Durch die Wahl der Feder kann daher der Betriebspunkt bzw. der Dämpfungsbeiwert bestimmt werden. Um eine konstruktiv einfachere Bauweise zu erreichen, wird die variable Drosselstelle zwischen zwei Abschnitte eines Ausgleichsraumes gelegt, da sich durch den Ausgleichsraum die Anordnung von Drosselspalten zwischen den einzelnen Kammern erübrigt und mit einer gemeinsamen Drosselstelle zwischen den Ausgleichsraumabschnitten das Auslangen gefunden wird, in denen ja die gleichen Flüssigkeitsdrücke herrschen wie in den jeweils ihnen zugeordneten Kammern. Die Trennwand des Ausgleichsraumes bietet außerdem unkomplizierte Konstruktionsmöglichkeiten zur Schaffung eines beweglichen Drosselteiles für die Einstellbarkeit des Drosselquerschnittes.with the shape and mobility of this throttle part itself are decisive. The "moving throttle part" reacts immediately on the occurring pressure conditions, so that there is always a self-adjusting throttle width, which can also be easily predetermined due to the spring characteristic. The operating point can therefore be determined by the choice of spring or the damping coefficient can be determined. In order to achieve a structurally simpler design, the variable throttle point placed between two sections of a compensation space, because the compensation space Arrangement of throttle gaps between the individual chambers and with a common throttle point between the Sufficient compensation space is found in which the same fluid pressures prevail as in the chambers assigned to them. The partition wall of the compensation space also offers uncomplicated construction options for creating a movable throttle part for the adjustability of the throttle cross-section.
Eine dieser Möglichkeiten ergibt sich erfindungsgemäß dadurch, daß die Trennwand aus zwei verschiebbaren, gegeneinander federbelasteten Kolben besteht, zwischen deren einander zugekehrten Kolbenboden die Drosselstelle hindurchführt. Die Kolben werden dabei nicht nur von den Kolbenfedern, sondern auch jeweils beidseitig von den Flüssigkeiten beaufschlagt, so daß durch die der jeweiligen Gleichgewichtslage zwischen Flüssigkeitsdrücken und Federkräften folgende Abstimmbewegung der Kolben ein exakt funktionierender Eegelmechanismus geschaffen ist, wobei das Abhängigkeitsverhältnis des Drosselquerschnittes von den Flüssigkeitsdrücken durch die Kennlinien der verwendeten Kolbenfedern bestimmt wird, da diesen Kennlinien gemäß jeder Federkraft ein bestimmter Federweg zugeordnet ist und sich daher die Kolbenboden je nach herrschenden Drücken in gewünschtem Maß nähern bzw. voneinander entfernen, was automatisch die Einstellbarkeit der Drosselstelle mit sich bringt.According to the invention, one of these possibilities arises from the fact that the partition wall consists of two displaceable against one another there is spring-loaded piston, between the piston heads facing each other, the throttle point passes. The pistons are not only acted upon by the piston springs, but also by the liquids on both sides, so that following the respective equilibrium position between fluid pressures and spring forces Tuning movement of the pistons is a precisely functioning control mechanism is created, the relationship of the throttle cross-section as a function of the fluid pressures is determined by the characteristics of the piston springs used, since these characteristics are determined by each spring force Is assigned spring travel and therefore approach the piston crown to the desired extent depending on the prevailing pressures or away from each other, which automatically makes the throttle point adjustable.
909807/0687909807/0687
Je nach gewünschter Kennlinie und Je nach den vorhandenen Platzverhältnissen können erfindungsgemäß als Kolbenfedern Schraubenfedern oder Tellerfedern dienen.Depending on the desired characteristic and depending on the available space, according to the invention, piston springs Helical springs or disc springs are used.
Um die Beweglichkeit der Kolben innerhalb eines funktionssicheren Maßes zu halten und bei Bruch der Kolbenfedern einen bestimmten Mindestdämpfungsbeiwert zu garantieren, ist nach einer Weiterbildung der Erfindung die Verschiebbarkeit der Kolben durch Anschläge begrenzt, so daß der Drosselquerschnitt einstellbare Größen nicht überschreiten kann. Außerdem verbessern diese Anschläge den Regelmechanismus, da sich bei entsprechender Druckdifferenz einer der Kolben an einen Anschlag anlegt und nur der andere den Gleichgewichtsbedingungen gemäß verschiebbar bleibt.In order to keep the mobility of the pistons within a functionally reliable level and in the event of the piston springs breaking To guarantee a certain minimum damping coefficient, according to a further development of the invention, is the displaceability the piston is limited by stops so that the throttle cross-section cannot exceed adjustable sizes. aside from that These stops improve the control mechanism, since one of the pistons comes up against a stop when there is a corresponding pressure difference applies and only the other remains displaceable according to the equilibrium conditions.
Eine weitere Möglichkeit, mit der Trennwand den beweglichen Drosselteil der Drosselstelle zu schaffen, ergibt sich erfindungsgemäß, wenn die Trennwand aus zwei beiderseits eines Füllkörpers angeordneten Membranen besteht, zwischen denen und dem Füllkörper die Drosselstelle vorgesehen ist. Bei dieser im Ausgleichsraum ortsfesten Trennwand reagieren die Membrane auf die herrschenden Druckdifferenzen und öffnen entsprechende Drosselstellen zwischen sich und dem Füllkörper. Dabei wird die Flüssigkeit natürlich immer zwischen der Membran und dem Füllkörper hindurchgedrückt, die den Abschnitt des Ausgleichsraumes begrenzt, in dem gerade der geringe Flüssigkeitsdruck herrscht. Bei dieser recht einfachen Bauweise können die Größen des Dämpfungsbeiwertes durch die Steifigkeit der Membrane bestimmt werden.Another possibility of using the partition to create the movable throttle part of the throttle point results according to the invention when the partition consists of two on either side of one Filling body arranged membranes, between which and the filling body, the throttle point is provided. At this In the fixed partition wall, the membrane reacts to the prevailing pressure differences and opens the corresponding pressure differences Throttling points between you and the packing. The liquid is of course always between the membrane and pushed through the filler body, which delimits the section of the compensation space in which just the small There is liquid pressure. With this very simple design, the sizes of the damping coefficient can be determined by the The stiffness of the membrane can be determined.
Eine hinsichtlich des Konstruktionsaufwandes besonders günstige Ausgestaltung des Dämpfers bzw. der Kupplung wird dadurch erreicht, daß erfindungsgemäß als Trennwand eine mittig eingespannte Scheibenfeder od.dgl. dient, deren Außenrand mit der vorzugsweise eine umlaufende Drosselkante aufweisenden Wandung des Ausgleichsraumes die Drosselstelle bildet. Die Auslenkung des Randes aus der Scheibenebene entsprechend den herrschenden Druckdifferenzen in den Ausgleichsraumabschnitten ergibt das Maß für die Größe des Drosselquerschnittes, wobei die Abhängigkeit der Querschnittsgröße vonOne especially with regard to the construction effort favorable design of the damper or the clutch is achieved in that according to the invention a partition wall centrally clamped woodruff or the like. serves, the outer edge of which preferably has a circumferential throttle edge Wall of the compensation chamber forms the throttle point. The deflection of the edge from the plane of the pane accordingly the prevailing pressure differences in the compensation chamber sections give the dimension for the size of the throttle cross-section, where the dependence of the cross-sectional size on
909807/0687909807/0687
diesen Druckverhältnissen wieder durch die Federungseigenschaften der Scheibenfeder od.dgl. charakterisiert ist.these pressure conditions again by the suspension properties of the woodruff spring or the like. is characterized.
In der Zeichnung ist der Erfindungsgegenstand in mehreren Ausführungsbeispielen schematisch dargestellt, und zwar zeigen Fig.1 ein Druck-Weg-Diagramm zur Bestimmung des Betriebspunktes eines Dämpfers bzw. einer Kupplung, Fig. 2 und 3 einen erfindungsgemäßen Dämpfer bzw. eine Kupplung im Axialschnitt nach der Linie II-II der Fig.3 bzw. im Querschnitt nach der Linie III-III der Fig.2, sowie die Fig.4 und 5 zwei weitere Ausführungsbeispiele jeweils im Axialschnitt.In the drawing, the subject matter of the invention is shown schematically in several exemplary embodiments, and 1 shows a pressure-travel diagram for determining the operating point of a damper or a clutch, FIG. 2 and FIG. 3 shows a damper according to the invention or a coupling in an axial section along the line II-II in FIG. 3 or in cross section according to the line III-III of Fig.2, as well as Fig.4 and 5 two further exemplary embodiments, each in an axial section.
Im Diagramm der Fig.1 mit der Ordinate^p (Druckdifferenz zum Fülldruck der Kammern) und der Abszisse s (Spaltstärke) sind drei Kennlinien a,b,c des Dämpfungsbeiwertes eingezeichnet, wobei a die Auslegelinie und b bzw. c Kennlinien mit einem um 0,25 bzw. 4- mal größeren Wert K . V . Q . τ- als bei der Auslegelinie bedeuten. Wird nun ein Dämpfer bzw. eine Kupplung mit konstantem Drosselquerschnitt verwendet, ergibt sich die fixe Regelkennlinie d, ist hingegen erfindungsgemäß der Drosselquerschnitt einstellbar, kann die Rege!kennlinie je nach Wahl des Regelmechanismus für die Einstellbarkeit der Drosselstelle frei bestimmt werden, was beispielsweise auf einfache Weise bei einem beweglichen, federbelasteten Drosselteil durch Auswahl der eingesetzten Federn möglich ist, deren Federkennlinien dann beispielsweise eine steigende Regelkennlinie e, eine konstante Kennlinie f oder eine fallende Kennlinie g mit sich bringt. Der Betriebspunkt ρ ergibt sich dabei ja im Schnittpunkt der entsprechenden Regelkennlinien mit den Kennlinien des Dämpfungsbeiwertes, so daß der Dämpfungsbeiwert durch die Charakteristik der Einstellbarkeit des Drosselquerschnittes im gewünschten Maße an gegebene Betriebsbedingungen des Dämpfer bzw. der Kupplung angepaßt werden kann.In the diagram of FIG. 1 with the ordinate ^ p (pressure difference to the filling pressure of the chambers) and the abscissa s (gap thickness) three characteristic curves a, b, c of the damping coefficient are drawn, with a being the disengagement line and b and c characteristic curves with an um 0.25 or 4 times greater value K. V. Q. mean τ- than for the design line. If a damper or a clutch with a constant throttle cross-section is used, the result is the fixed control characteristic curve d; if, on the other hand, the throttle cross-section is adjustable according to the invention, the control characteristic can be freely determined depending on the choice of control mechanism for the adjustability of the throttle point Way is possible with a movable, spring-loaded throttle part by selecting the springs used, the spring characteristics of which then result in, for example, a rising control characteristic e, a constant characteristic f or a falling characteristic g. The operating point ρ arises at the intersection of the corresponding control characteristics with the characteristics of the damping coefficient, so that the damping coefficient can be adapted to the given operating conditions of the damper or clutch to the desired extent through the characteristic of the adjustability of the throttle cross-section.
Voraussetzung für die erfindungsgemäß beeinflußbaren Dämpfungsbeiwerte sind Drehschwingungsdämpfer bzw. schwingungsdämpfende und drehelastische Kupplungen, bei denen zwischen Innenteil 1 und Äußenteil 2 flüssigkeitsgefüllte Kammern 3,4The prerequisite for the damping coefficients that can be influenced according to the invention are torsional vibration dampers or vibration damping devices and torsionally flexible couplings, in which between inner part 1 and outer part 2 fluid-filled chambers 3, 4
909807/0687909807/0687
- ίο -- ίο -
vorgesehen sind und die Dämpfung im wesentlichen darauf beruht , daß bei einer Relativbewegung zwischen Innen- und Außenteil die Flüssigkeit auf Grund der auftretenden Volumsänderungen der Kammern und der damit zusammenhängenden Druckunterschiede zwischen den Kammern über Drosselstellen von den einen in die anderen Kammern verdrängt wird. Um dabei nicht zwischen allen Kammern eigene Drosselspalte vorsehen zu müssen, ist gemäß den in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen im Innenteil 1 ein Ausgleichsraum 5 ausgebildet, der zwei nur über eine gemeinsame Drosselstelle zusammenhängende Abschnitte 6,7 aufweist, von denen der eine Abschnitt 6 über Bohrungen 8 mit den Kammern 3 bzw. der Abschnitt 7 über Bohrungen 9 mit den Kammern 4 in Verbindung stehen, deren Volumen sich bei einer Relativbewegung von Innen- und Außenteil 1,2 stets gleichsinnig ändert. Dadurch herrschen in diesen beiden Abschnitten 6,7 auch die gleichen Druckverhältnisse wie in den ihnen zugeordneten Kammern 3j4, und es kommt trotz der einzigen Drosselstelle zwischen diesen Abschnitten zu einer gewünschten Dämpfungswirkung.are provided and the damping is based essentially on the fact that with a relative movement between the inner and outer parts the liquid due to the volume changes that occur of the chambers and the associated pressure differences between the chambers via throttling points from the one is displaced into the other chambers. In order not to have to provide separate throttle gaps between all chambers According to the exemplary embodiments shown in the drawing, a compensation space 5 is formed in the inner part 1, which has two contiguous sections 6,7 only via a common throttle point, of which one section 6 is above Bores 8 are connected to the chambers 3 or the section 7 via bores 9 with the chambers 4, the Volume always changes in the same direction with a relative movement of the inner and outer parts 1,2. Thereby rule in these both sections 6, 7 also have the same pressure conditions as in the chambers 3j4 assigned to them, and it occurs despite the only throttle point between these sections to a desired damping effect.
Gemäß dem Ausführungsbeispiel nach Fig.2 und 3 wird der Ausgleichsraum 5 durch zwei zwischen Anschlägen verschiebbare Kolben 10,11 in seine Abschnitte 6,7 geteilt, wobei die Kolben gegeneinander über Schraubenfedern 12,13 belastet sind und zwischen ihren Kolbenboden 14,15 die Drosselstelle 16 bilden. Der Regelmechanismus für die Größe des Drosselquerschnittes ergibt sich dabei durch die jeweilige Gleichgewichtslage zwischen den Federkräften und den Druckkräften beiderseits der Kolben. Wird beispielsweise der Innenteil 1 so gegenüber dem Außenteil 2 bewegt, daß sich die Kammern 3 verkleinern und die Kammern 4 vergrößern, entsteht relativ zum Normaldruck der in die Kammern über die Bohrung 17 zugeführten Flüssigkeit in den Kammern 3 ein Überdruck und in den Kammern 4 ein Unterdruck, wobei die Kammern 3 über die Bohrungen 8, die Drosselstelle 16, die Durchleitungsbohrung 18, den Ausgleichsraumabschnitt 7 und die Bohrungen 9 niit den Kammern 4 verbunden sind. Auf Grund der Ausgleichsbohrung 19 herrscht daherAccording to the exemplary embodiment according to FIGS. 2 and 3, the compensation space 5 is displaceable by two between stops Piston 10, 11 divided into its sections 6, 7, the pistons being loaded against one another via helical springs 12, 13 and form the throttle point 16 between their piston crown 14, 15. The control mechanism for the size of the throttle cross-section results from the respective equilibrium position between the spring forces and the compressive forces on both sides The piston. If, for example, the inner part 1 is moved relative to the outer part 2 in such a way that the chambers 3 become smaller and enlarge the chambers 4 is produced relative to the normal pressure of the liquid fed into the chambers via the bore 17 an overpressure in the chambers 3 and an overpressure in the chambers 4 Underpressure, the chambers 3 via the bores 8, the throttle point 16, the passage bore 18, the compensation space section 7 and the bores 9 are connected to the chambers 4. Due to the compensating bore 19 therefore prevails
809807/0687809807/0687
der Überdruck der Kammern 3 auch im Ausgleichsraumabschnitt 6, wogegen im Abschnitt 7 der Unterdruck der Kammern 4- auftritt und sich in der Drosselstelle 16 radial von außen nach innen ein steter Übergang vom Überdruck zum Unterdruck einstellt. Die jeweils auf beiden Seiten der Kolben 10,11 wirkenden Kräfte ergeben für den Kolben 10 eine resultierende Kraft in Richtung Drosselstelle, die noch durch die Kraft der vorgespannten Feder 12 verstärkt wird, und drücken diesen Kolben 10 gegen den Anschlag 20, der diese Bewegung begrenzt. Die resultierende Kraft für den Kolben 11 wirkt in gleicher Richtung wie die für den Kolben 10, nur ist diese resultierende Druckkraft der Kraft der Jeder 13 entgegengerichtet, so daß sich der Kolben 11 entsprechend der Gleichgewichtslage zwischen diesen beiden Kräften verschiebt, welche Gleichgewichtslage daher auch den Regelmechanismus für den Drosselquerschnitt bedingt. Ist nämlich der gerade vorhandene Querschnitt der Drosselstelle 16 zu klein, so entsteht eine Differenzkraft zwischen den Plussigkeitskraften und der Federkraft, die ein Zusammendrücken der Feder 13 nach sich zieht, damit auf Grund der Folgebewegung des Kolbens 11 den Drosselquerschnitt vergrößert, die Differenzkraft absinkt und sich entsprechend der gewählten Kennlinien die Resultierende der Flüssigkeitsdrücke und der Federkraft die Waage halten. Herrscht nun in den Kammern 4 Überdruck und in den Kammern 3 Unterdruck, ergeben sich in umgekehrter Richtung analoge Verhältnisse, d.h. der Kolben 11 wird auf Grund der Feder 13 und der resultierenden Flüssigkeitsdrücke in Richtung zur Drosselstelle 16 an einen dem Anschlag 20 entsprechenden Anschlag 21 gedrückt, der Kolben 10 vom Anschlag 20 abgehoben und soweit entgegen die Feder 12 verschoben, bis die Drosselstelle die Querschnittsgröße aufweist, die der sich nach den gewählten Kennlinien einstellenden Gleichgewichtslage zwischen der Resultierenden der Flüssigkeitskräfte und der Kraft der Feder 12 entspricht. Um auch bei einem Bruch der Federn 12,13 einen bestimmten Dämpfungsbeiwert zu erhalten, ist die eine Vergrößerung der Drosselstelle 16 mit sich bringende Bewegung der Kolben 10,11 durch Anschläge 22,23 begrenzt.the overpressure of the chambers 3 also in the compensation chamber section 6, whereas in section 7 the negative pressure of the chambers 4- occurs and a constant transition from overpressure to underpressure occurs in the throttle point 16 radially from the outside to the inside. The forces acting on both sides of the pistons 10, 11 produce a result for the piston 10 Force in the direction of the throttle point, which is reinforced by the force of the pretensioned spring 12, and press it Piston 10 against the stop 20, which limits this movement. The resulting force for the piston 11 acts in the same way Direction like that for the piston 10, only this resulting pressure force is opposite to the force of each 13, so that the piston 11 moves according to the position of equilibrium between these two forces, which position of equilibrium therefore also the regulating mechanism for the throttle cross-section. Is the current cross-section of the Throttle point 16 is too small, so there is a differential force between the positive forces and the spring force that a Compression of the spring 13 entails, so that the throttle cross-section increases due to the subsequent movement of the piston 11, the differential force decreases and the resultant of the fluid pressures increases according to the selected characteristics and the spring force are in balance. If there is now overpressure in chambers 4 and underpressure in chambers 3, this results in the opposite direction analogous conditions, i.e. the piston 11 is due to the spring 13 and the resulting Liquid pressures pressed in the direction of the throttle point 16 against a stop 21 corresponding to the stop 20, the Piston 10 lifted from stop 20 and shifted against spring 12 until the throttle point has the cross-sectional size that is based on the selected characteristics setting equilibrium position between the resultant of the liquid forces and the force of the spring 12 corresponds. In order to obtain a certain damping coefficient even if the springs 12, 13 break, this is an increase in the Throttle point 16 is limited by the movement of the piston 10, 11 brought about by stops 22, 23.
909807/0687909807/0687
Gemäß Pig.4 ist der Ausgleichsraum 5 durch eine Trennwand in die "beiden Abschnitte 6,7 geteilt, die aus zwei beiderseits eines Füllkörpers 24 liegenden Membranen 25,26 besteht. Hier übernehmen sozusagen Membrane die Funktion der Kolben, wobei sich die Drosselstellen 27,28 je nach Druckverhältnissen in den Ausgleichsraumabschnitten 6,7 zwischen der Membran 25 und dem Füllkörper 24 bzw. zwischen der Membran 26 und dem Füllkörper 24 ergeben. Die Größe des Drosselquerschnittes hängt dabei davon ab, wie weit die herrschenden Druckverhältnisse die Membranen von dem Füllkörper abheben können, so daß die gewählte Steifigkeit der Membranen die Regelung des Dämpfungsbeiwertes nach einer gewünschten Kennlinie erlaubt.According to Pig.4, the compensation space 5 is through a Partition wall divided into the "two sections 6, 7, which consist of two membranes lying on either side of a filler body 24 25.26 exists. Here, so to speak, membranes take over the function of the pistons, with the throttling points 27, 28 depending on the pressure conditions in the compensation chamber sections 6.7 between the membrane 25 and the filling body 24 or between the membrane 26 and the filling body 24 result. The size of the throttle cross-section depends on how far the prevailing pressure conditions can lift the membranes from the packing, so that the selected The stiffness of the membranes allows the damping coefficient to be regulated according to a desired characteristic.
Ein konstruktiv besonders einfaches Ausführungsbeispiel ist in Fig.5 angedeutet, da in diesem Beispiel der Ausgleichsraum 5 lediglich durch eine mittig eingespannte Scheibenfeder 29 geteilt ist, die mit einer umlaufenden Drosselkante 30 der Ausgleichsraumwandung zusammenwirkt. Die Drosselstelle 31 entsteht dabei zwischen dieser Drosselkante 30 und dem Außenrand der Scheibenfeder 29» wobei der Drosselquerschnitt durch ein von den Druckverhältnissen in den Abschnitten 6,7 abhängiges Verbiegen des Federrandes 29 gegenüber der Drosselkante 30 einstellbar ist. Auch hier ist die Steifigkeit der Scheibenfeder 29 maßgebend für die Regelkennlinie, nach der sich der Dämpfungsbeiwert ergibt.A structurally particularly simple embodiment is indicated in Figure 5, since in this example the Compensation chamber 5 is only divided by a centrally clamped disc spring 29, which is connected to a circumferential Throttle edge 30 of the compensation chamber wall interacts. The throttle point 31 arises between this throttle edge 30 and the outer edge of the woodruff key 29 »where the throttle cross-section through one of the pressure conditions in the sections 6.7 dependent bending of the spring edge 29 relative to the throttle edge 30 is adjustable. Here too is that The rigidity of the woodruff key 29 is decisive for the control characteristic, according to which the damping coefficient results.
909807/0687909807/0687
LeerseiteBlank page
Claims (6)
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| AT558277A AT350338B (en) | 1977-07-29 | 1977-07-29 | VIBRATION DAMPER OR VIBRATION-DAMPING AND TORSO-ELASTIC COUPLING |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| DE2825957A1 true DE2825957A1 (en) | 1979-02-15 |
| DE2825957C2 DE2825957C2 (en) | 1982-11-18 |
Family
ID=3577379
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| DE2825957A Expired DE2825957C2 (en) | 1977-07-29 | 1978-06-14 | Torsional vibration damper or vibration-damping and torsionally flexible coupling |
Country Status (3)
| Country | Link |
|---|---|
| AT (1) | AT350338B (en) |
| DE (1) | DE2825957C2 (en) |
| GB (1) | GB2001731B (en) |
Cited By (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4277956A (en) * | 1978-09-29 | 1981-07-14 | Lucas Industries Limited | Spline drive arrangement |
| US4277957A (en) * | 1978-09-29 | 1981-07-14 | Lucas Industries Limited | Spline drive arrangements |
| DE3442738A1 (en) * | 1983-11-25 | 1985-06-05 | MEC Maschinenbau Entwicklung Consulting GmbH, 5180 Eschweiler | Flexible shaft coupling with torsional vibration damping |
| WO2008080485A1 (en) * | 2006-12-22 | 2008-07-10 | Zf Friedrichshafen Ag | Torsional vibration damper arrangement |
| WO2008080484A1 (en) * | 2006-12-22 | 2008-07-10 | Zf Friedrichshafen Ag | Torsional vibration damper arrangement |
| WO2008128641A1 (en) * | 2007-04-20 | 2008-10-30 | Zf Friedrichshafen Ag | Torsional vibration damper for the drivetrain of a vehicle |
| US7523817B2 (en) | 2004-05-27 | 2009-04-28 | Zf Friedrichshafen Ag | Torsional vibration damper |
| DE102019210816A1 (en) * | 2019-07-22 | 2021-01-28 | Zf Friedrichshafen Ag | Damping valve with frequency-dependent damping force |
Families Citing this family (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE4012429A1 (en) * | 1990-04-19 | 1991-10-24 | Renk Tacke Gmbh | Plate spring damping coupling with inner and outer part - has liq. compartments divided into chambers with throttle paths |
| DE19700422C2 (en) * | 1997-01-09 | 2003-12-24 | Zf Sachs Ag | torsional vibration dampers |
| DE102009004253B4 (en) * | 2009-01-07 | 2012-11-15 | Ellergon Antriebstechnik Gmbh | Torsional vibration damper or torsionally flexible coupling |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE737566C (en) * | 1933-12-04 | 1943-07-23 | Edvin Ossian Parcival Thege | Device for damping torsional vibrations |
| DE2649368A1 (en) * | 1975-11-13 | 1977-05-18 | Geislinger Dr Ing Leonard | ROTARY VIBRATION DAMPER OR VIBRATION-DAMPING AND TORSO-ELASTIC COUPLING |
-
1977
- 1977-07-29 AT AT558277A patent/AT350338B/en not_active IP Right Cessation
-
1978
- 1978-06-14 DE DE2825957A patent/DE2825957C2/en not_active Expired
- 1978-07-12 GB GB787829546A patent/GB2001731B/en not_active Expired
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE737566C (en) * | 1933-12-04 | 1943-07-23 | Edvin Ossian Parcival Thege | Device for damping torsional vibrations |
| DE2649368A1 (en) * | 1975-11-13 | 1977-05-18 | Geislinger Dr Ing Leonard | ROTARY VIBRATION DAMPER OR VIBRATION-DAMPING AND TORSO-ELASTIC COUPLING |
Cited By (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4277956A (en) * | 1978-09-29 | 1981-07-14 | Lucas Industries Limited | Spline drive arrangement |
| US4277957A (en) * | 1978-09-29 | 1981-07-14 | Lucas Industries Limited | Spline drive arrangements |
| DE3442738A1 (en) * | 1983-11-25 | 1985-06-05 | MEC Maschinenbau Entwicklung Consulting GmbH, 5180 Eschweiler | Flexible shaft coupling with torsional vibration damping |
| US7523817B2 (en) | 2004-05-27 | 2009-04-28 | Zf Friedrichshafen Ag | Torsional vibration damper |
| WO2008080485A1 (en) * | 2006-12-22 | 2008-07-10 | Zf Friedrichshafen Ag | Torsional vibration damper arrangement |
| WO2008080484A1 (en) * | 2006-12-22 | 2008-07-10 | Zf Friedrichshafen Ag | Torsional vibration damper arrangement |
| WO2008128641A1 (en) * | 2007-04-20 | 2008-10-30 | Zf Friedrichshafen Ag | Torsional vibration damper for the drivetrain of a vehicle |
| DE102019210816A1 (en) * | 2019-07-22 | 2021-01-28 | Zf Friedrichshafen Ag | Damping valve with frequency-dependent damping force |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| ATA558277A (en) | 1978-10-15 |
| GB2001731A (en) | 1979-02-07 |
| DE2825957C2 (en) | 1982-11-18 |
| GB2001731B (en) | 1982-03-10 |
| AT350338B (en) | 1979-05-25 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| DE10126555C2 (en) | Damping force regulating hydraulic shock absorber | |
| DE69005747T2 (en) | Hydraulic fluid valve and a damper equipped with such a valve. | |
| DE69322090T2 (en) | UNIT WITH LIQUID AND ELASTOMER | |
| DE69310544T2 (en) | VISCOSITY DAMPER WITH RIGID VOLUME | |
| DE69803839T2 (en) | DOUBLE-ACTING DAMPER WITH VOLUME COMPENSATION FOR THE ROD OF THE ROD | |
| EP1215414B1 (en) | Piston-cylinder aggregate with a damping force proportional to the speed | |
| DE1775415A1 (en) | Vibration damper, strut or hydropneumatic suspension with load-dependent vibration damping | |
| DE2825957A1 (en) | ROTARY VIBRATION DAMPER OR VIBRATION-DAMPING AND TORSO-ELASTIC COUPLING | |
| EP0415001B1 (en) | Hydraulic support | |
| DE2725434A1 (en) | HYDRAULIC WORK CYLINDER | |
| EP0047848B1 (en) | Pressure regulating valve | |
| DE69007406T2 (en) | Pistons for pressure cylinders. | |
| DE69716184T2 (en) | Vibration damper with device for generating an oscillating force | |
| EP0342405B1 (en) | Hydraulic damper for pipeline systems and the like | |
| DE3643318C2 (en) | ||
| DE60112869T2 (en) | Fluid and elastomer device with discrete volume compensator and secondary adjustment element | |
| DE2935935C2 (en) | Hydraulic vibration damper with two coaxially arranged bellows | |
| DE4341848C2 (en) | Control valve | |
| DE3326523A1 (en) | CONTROL VALVE WITH A CONTINUOUSLY ELECTROMAGNETIC ACTUATOR | |
| DE60219485T2 (en) | APPLICATION FOR DYNAMIC RIVER CONTROL | |
| DE2840737C3 (en) | Pressure reducing valve for a hydraulic vehicle brake system | |
| DE1450686B2 (en) | CONTROL DEVICE FOR A HYDROSTATIC TRANSMISSION | |
| DE2903560C2 (en) | Pilot operated 3-way pressure reducing valve | |
| DE2502627C3 (en) | Device for the active damping of the vibrations of vertically vibrating masses, e.g. in vehicles | |
| DE102019202431B3 (en) | Frequency-dependent damping valve device |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| OD | Request for examination | ||
| D2 | Grant after examination |