Die Erfindung bezieht sich auf eine Einrichtung zum Kompen
sieren von Drehstößen, insbesondere von Drehmomentschwankun
gen einer Brennkraftmaschine, mittels zweier, entgegen der
Wirkung einer Dämpfungseinrichtung über eine Wälzlagerung
zueinander verdrehbarer Schwungmassen, von denen die eine mit
der Brennkraftmaschine und die andere mit dem Eingangsteil
eines Getriebes verbindbar ist, wobei die Dämpfungseinrich
tung wenigstens aus in Umfangsrichtung wirksamen Kraftspei
chern und einer Reibeinrichtung besteht.
Eine derartige Einrichtung ist beispielsweise in der DE-OS
34 12 961 gezeigt und beschrieben. Der dort vorgeschlagenen
Ausführungsform eines geteilten Schwungrades für Brennkraft
maschinen mit Torsionsdämpfeinrichtung zwischen beiden Teilen
haften unterschiedliche Nachteile an, die zum einen aus der
unterschiedlichen Wärmebelastung und den eingeschränkten
Wärmeabstrahlungsmöglichkeiten der unterschiedlichen Bauteile
resultieren und sich zum anderen in einer geringen Standzeit
des Wälzlagers zeigen können, die durch dessen atypische
Belastung, nämlich beispielsweise hochfrequente Schwingungen,
hervorgerufen sein kann.
Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, eine
Einrichtung zum Kompensieren von Drehstößen zu schaffen, die
die vorgenannten Nachteile beseitigt und die gegenüber den
bisher vorgeschlagenen Einrichtungen der eingange genannten
Art eine verbesserte Funktion und eine erhöhte Lebensdauer
aufweist und die weiterhin in besonders einfacher und
wirtschaftlicher Weise herstellbar ist.
Die wird gemäß der Erfindung dadurch erreicht, daß die einen
Reibring sowie einen axial vorgespannten Kraftspeicher ent
haltende Reibeinrichtung axial zwischen den beiden Schwung
massen, und zwar axial zwischen einem, mit der eine Reibungs
kupplung tragenden Schwungmasse über einen Formschluß dreh
festen, scheibenartigen Bauteil einerseits und der mit der
Brennkraftmaschine verbindbaren Schwungmasse andererseits,
vorgesehen ist und daß das Lager auf der die Reibungskupplung
tragenden Schwungmasse axial gesichert ist, indem es zwischen
einer dieser Schwungmasse angeformten Schulter und dem schei
benartigen Bauteil eingespannt ist.
Durch die in der vorliegenden Erfindung vorgeschlagene
Maßnahme wird erreicht, daß die Reibeinrichtung in dem sehr
begrenzten Raum zwischen dem Primärschwungrad und dem
Seitenblech des Dämpfers untergebracht wird. Diese Reibein
richtung ist damit, im Wärmefluß gesehen, relativ weit
beabstandet von der durch die Reibarbeit der Kupplung
aufgeheizten Sekundärschwungseite und somit geschützt von den
Hitzeeinwirkungen, die von der Reibungskupplungsseite her
entstehen. Darüberhinaus kann die von dort einwirkende Hitze
auch über das großflächige Seitenblech abgestrahlt werden.
Die Hitzeeinwirkung, die insbesondere sich dann schädlich auf
die Reibeinrichtung auswirken kann, wenn Reibmaterial aus
einem Thermoplast oder dergleichen verwendet wird, kann so
wirkungsvoll reduziert werden.
Ein Vorspannen des Kraftspeichers der Reibeinrichtung, und
zwar in eine Richtung, daß eine auf die die Kupplung tragende
Schwungmasse gerichtete Kraftkomponente entsteht, die der
Ausrückrichtung der Kupplung entgegengerichtet ist, trägt
ebenfalls zur Lösung der Aufgabe bei, denn dadurch, daß die
Federkraft der Ausrückkraft der Kupplung entgegenwirkt, wird
beim Ausrückvorgang der äußere Lagerring über den Weg des
Lagerspieles zum Innenring axial in Richtung Motor verscho
ben. Hieraus entsteht der Vorteil des Weitertransportes der
Wälzkörper, wodurch ein Eingraben der Wälzkörper in deren
Laufbahnen verhindert und so die Lebensdauer des Lagers
erhöht wird. Weiterhin ist beim Ausrücken der Kupplung die
Ausrückkraft, die ansonsten voll auf das Lager einwirken
würde, um den Betrag der Kraft des Kraftspeichers der
Reibeinrichtung reduziert.
Eine weitere, für sich betrachtet selbständige Erfindung
führt dadurch zur Lösung der Aufgabe und zur Beseitigung der
Nachteile des Standes der Technik, daß das Lager auf der die
Reibungskupplung tragenden Schwungmasse axial gesichert ist,
indem es zwischen einer dieser Schwungmasse angeformten
Schulter einerseits und einem scheibenartigen, innerhalb der
Kraftspeicher über einen Formschluß drehfest mit dieser
Schwungmasse befestigten Bauteil andererseits eingespannt
ist.
Ein weiterer erfinderischer Grundgedanke zur Lösung der der
Erfindung zugrundeliegenden Aufgabe sieht vor, daß die einen
Reibring sowie einen axial vorgespannten Kraftspeicher ent
haltende Reibeinrichtung axial zwischen den beiden Schwung
massen, und zwar axial zwischen einem radial innerhalb der
Kraftspeicher über Formschluß mit der eine Reibungskupplung
tragenden Schwungmasse drehfest verbundenen scheibenartigen
Bauteil einerseits und der mit der Brennkraftmaschine ver
bindbaren Schwungmasse andererseits vorgesehen ist.
Bei einer Einrichtung der eingangs genannten Art kann es
zweckmäßig sein, wenn das Wälzlager über seinen inneren
Lagerring zwischen einer Schulter eines an der an der
Brennkraftmaschine befestigbaren Schwungmasse vorgesehenen
zapfenartigen Fortsatzes einerseits und einer Scheibe, die an
der Stirnseite des zapfenartigen Fortsatzes befestigt ist,
andererseits festgelegt ist.
Bei einer erfindungsgemäßen Einrichtung kann es von besonde
rem Vorteil sein, wenn die Reibeinrichtung zumindest annä
hernd auf demjenigen radialen Bereich am scheibenartigen
Bauteil angreift, mit dem dieses das Lager axial sichert, das
heißt, wenn die Reibeinrichtung ungefähr auf dem gleichen
Durchmesser wie der Außenring des Wälzlagers angeordnet ist.
Es kann besonders vorteilhaft für eine Drehmomentübertra
gungseinrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung sein, wenn
die Reibeinrichtung zwischen den beiden Schwungmassen, und
zwar axial zwischen einem mit der die Reibungskupplung
tragenden Schwungmasse drehfesten scheibenartigen Bauteil und
der mit der Brennkraftmaschine verbindbaren Schwungmasse
vorgesehen ist und die Reibeinrichtung einen Reibring sowie
einen axial vorgespannten Kraftspeicher enthält, der den
Reibring gegen das scheibenartige Bauteil verspannt und daß
das Wälzlager über das scheibenartige Bauteil auf die die
Reibungskupplung tragende Schwungmasse axial gesichert ist,
indem es über seinem einen Lagerring zwischen dem Bauteil
einerseits und einer der die Reibungskupplung tragenden
Schwungmasse angeformten Schulter andererseits eingespannt
ist.
Weiterhin ist es vorteilhaft, wenn das Wälzlager unter
Zwischenlage von dem Wärmefluß von der die Reibungskupplung
tragenden Schwungmasse zum Lager zumindest vermindernder
Isolierringen mit L-förmigem Querschnitt zwischen dem
scheibenartigen Bauteil und der angeformten Schulter
eingespannt ist.
Darüberhinaus kann es zweckmäßig sein, wenn die von dem
Kraftspeicher aufgebrachte Axialkraft von dem Wälzlager
abgefangen wird.
Anhand der Fig. 1 bis 3 sei die Erfindung näher erläutet.
Dabei zeigt:
Fig. 1 eine im Schnitt dargestellte Drehmomentübertragungseinrichtung
gemäß der Erfindung und
die Fig. 2 und 3 weitere erfindungsgemäße Anordnungen von Vorkeh
rungen zur Reduzierung des Wärmeflusses zwischen der Reibfläche und der
Lagerung einer Drehmomenübertragungseinrichtung.
Wie aus Fig. 1 ersichtlich ist, besitzt die Einrichtung 1 zum Kompen
sieren von Drehstößen ein Schwungrad 2, welches in zwei Schwungmassen 3
und 4 aufgeteilt ist. Die Schwungmasse 3 ist auf einer Kurbelwelle 5
einer nicht näher dargestellten Brennkraftmaschine über Befestigungs
schrauben 6 befestigt. Auf der Schwungmasse 4 ist eine Reibungs
kupplung 7 über nicht näher dargestellte Mittel befestigt. Zwischen der
Druckplatte 8 der Reibungskupplung 7 und der Schwungmasse 4 ist eine
Kupplungsscheibe 9 vorgesehen, welche auf der Eingangswelle 10 eines
nicht näher dargestellten Getriebes aufgenommen ist. Die Druckplatte 8
der Reibungskupplung 7 wird in Richtung der Schwungmasse 4 durch eine
am Kupplungsdeckel 11 schwenkbar gelagerte Tellerfeder 12 beaufschlagt.
Durch Betätigung der Reibungskupplung 7 kann die Schwungmasse 4 und
somit auch das Schwungrad 2 der Getriebeeingangswelle 10 zu- und abge
kuppelt werden. Zwischen der Schwungmasse 3 und der Schwungmasse 4 sind
Dämpfungsmittel in Form einer Dämpfungseinrichtung 13 sowie einer mit
dieser in Reihe geschalteten Rutschkupplung 14 vorgesehen, welche eine
begrenzte Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4
ermöglichen.
Die beiden Schwungmassen 3 und 4 sind relativ zueinander über eine
Lagerung 15 verdrehbar gelagert. Die Lagerung 15 umfaßt ein Wälzlager
in Form eines einreihigen Kugellagers 16. Der äußere Lagerring 17 des
Wälzlagers 16 ist in einer Bohrung 18 der Schwungmasse 4 und der innere
Lagerring 19 des Wälzlagers 16 ist auf einem zentralen sich axial von
der Kurbelwelle 5 weg erstreckenden und in die Bohrung 18 hineinragen
den zylindrischen Zapfen 20 der Schwungmasse 3 angeordnet.
Der innere Lagerring 19 ist mit einer Preßpassung auf dem Zapfen 20
aufgenommen und axial zwischen einer Schulter 21 des Zapfens 20 bzw.
der Schwungmasse 30 und einer Sicherungsscheibe 22, die auf der Stirn
seite 20a des Zapfens 20 mittels Schrauben 23 befestigt ist, axial
eingespannt.
Zwischen dem äußeren Lagerring 17 und der Schwungmasse 4 ist eine
thermische Isolierung 24 vorgesehen, die den Wärmefluß von der mit der
Kupplungsscheibe 9 zusammenwirkenden Reibfläche 4a der Schwungmasse 4
zum Lager 16 unterbricht bzw. zumindest vermindert. Dadurch wird ver
hindert, daß eine thermische Überbeanspruchung der Fettfüllung des
Lagers sowie ein zu großer thermischer Verzug bzw. eine unzulässige
Ausdehnung des Lagers, welche ein Verklemmen der Kugeln 16a zwischen
den Lagerringen 17 und 19 zur Folge haben kann, auftritt. Zur Aufnahme
der Isolierung 24 besitzt die Bohrung 18 der Schwungmasse 4 einen
größeren Durchmesser als der Außendurchmesser des äußeren Lager
ringes 17, wodurch ein radialer Zwischenraum gebildet ist.
Die Isolierung 24 ist durch zwei im Querschnitt L-förmige Ringe 25, 26
gebildet, welche jeweils von einer Seite auf den äußeren Lagerring 17
aufgebracht sind. Die axial aufeinander zu weisenden Schenkel 25a, 26a
der im Querschnitt L-förmigen Isolierungsringe 25, 26 übergreifen bzw.
umgreifen den äußeren Lagerring 17. Die radial nach innen weisenden
Schenkel 25b, 26b erstrecken sich teilweise radial über den inneren
Lagerring 19 und stützen sich axial an diesem ab, wodurch sie gleich
zeitig als Dichtung für das Lager 16 dienen. Um eine einwandfreie
Abdichtung des Lagers 16 sicherzustellen, werden die radial verlaufen
den Schenkel 25b, 26b jeweils durch einen Kraftspeicher in Form einer
Tellerfeder 27, 28 axial in Richtung der Stirnflächen des inneren
Lagerringes 19 beaufschlagt. Die Tellerfeder 27 stützt sich radial
außen an einer Schulter einer mit der zweiten Schwungmasse 4 über
Bolzen 29 fest verbundenen Scheibe 30 ab und beaufschlagt radial innen
die Endbereiche des radialen Schenkels 25b des Isolierungs-Dicht
ringes 25. In ähnlicher Weise stützt sich die Tellerfeder 28 radial
außen an einer Schulter der Schwungmasse 4 ab und beaufschlagt radial
innen die Endbereiche des radialen Schenkels 26b des Isolierungs-
Dichtringes 26.
Zur Montage der Ringe 25, 26 und des Lagers 16 ist es bei der Ausfüh
rungsform gemäß Fig. 1 vorteilhaft, wenn die Ringe mit ihrem hülsen
förmigen Bereich zunächst auf den äußeren Lagerring 17 aufgepreßt
werden und danach das Lager 16 mit den aufgepreßten Ringen 25, 26 in
die Bohrung bzw. Ausnehmung 18 der Schwungmasse 4 eingepreßt wird. Das
Lager 16 ist gegenüber der Schwungmasse 4 axial gesichert, indem es
unter Zwischenlegung der Ringe 25, 26 axial zwischen einer Schulter 31
der Schwungmasse 4 und der Scheibe 30 eingespannt ist.
Die Dämpfungseinrichtung 13 besitzt zwei beidseits des Flansches 32
angeordnete Scheiben 30, 33, die über die Abstandsbolzen 29 in axialem
Abstand miteinander drehfest verbunden sind. Die Abstandsbolzen 29
dienen außerdem zur Befestigung der beiden Scheiben 30, 33 an der
Schwungmasse 4. In den Scheiben 30, 33 sowie im Flansch 32 sind Ausneh
mungen eingebracht, in denen Kraftspeicher in Form von Schraubenfe
dern 34 aufgenommen sind. Diese Kraftspeicher 34 wirken einer relativen
Verdrehung zwischen dem Flansch 32 und den beiden Scheiben 30, 33
entgegen.
Die Dämpfungseinrichtung 13 besitzt weiterhin eine Reibeinrichtung 13a,
welche über den möglichen Verdrehwinkel zwischen den beiden Schwungmas
sen 3 und 4 wirksam ist. Die Reibeinrichtung 13a ist axial zwischen der
Scheibe 30 und der Schwungmasse 3 angeordnet und besitzt einen durch
eine Tellerfeder gebildeten Kraftspeicher 35, der zwischen der Schei
be 30 und einem Druckring 36 verspannt gehalten wird, wodurch der
zwischen dem Druckring 36 und der Schwungmasse 3 angeordnete Reib
ring 37 eingespannt wird. Die durch die Tellerfeder 35 auf die Schei
be 30 ausgeübte Kraft wird über das Lager 16 abgefangen.
Der Flansch 32 bildet einerseits das Eingangsteil für die Dämpfungsein
richtung 13, andererseits das Ausgangsteil der Rutschkupplung 14. Das
Eingangsteil dieser Rutschkupplung 14 ist durch zwei im axialen Abstand
voneinander vorgesehenen Scheiben 38, 39 gebildet, die drehfest mit der
Schwungmasse 3 sind. Die ringförmige Scheibe 39 ist mittels Niete 40 an
der Schwungmasse 3 befestigt. Die Scheibe 38 besitzt am Außenumfang
einstückig angeformte axiale Lappen 38a, die zur Drehsicherung der
Scheibe 38 gegenüber der Scheibe 39 in Ausnehmungen 41 der Scheibe 39
eingreifen. Axial zwischen den Scheiben 38, 39 sind radiale Ausleger 42
des Flansches 32 eingespannt. Hierfür werden die beiden Scheiben 38, 39
durch eine Tellerfeder 43 aufeinander zu verspannt. Die Tellerfeder 43
stützt sich hierfür einerseits an der Schwungmasse 3 ab und beauf
schlagt andererseits die Scheibe 38 in Richtung der Scheibe 39. Im
Bereich zwischen den Auslegern 42 des Flansches 32 sind in den Scheiben
38, 39 Ausnehmungen eingebracht, die axial fluchten und Kraftspeicher
44 aufnehmen, die als Endanschläge für die Ausleger 42 des Flansches 32
dienen und somit den Verdrehwinkel der Rutschkupplung 14 begrenzen.
Bei der in Fig. 2 dargestellten Ausführungsvariante ist zur Lagerung
der Schwungmasse 4 gegenüber der Schwungmasse 3 wiederum ein Kugellager
116 verwendet, welches in ähnlicher Weise angeordnet ist, wie das
Kugellager 16 gemäß Fig. 1. Der äußere Lagerring 117 des Kugella
gers 116 besitzt Anfasungen 117a, 117b, durch welche Freiräume zwischen
dem Lagerring 117 und dem diesen axial übergreifenden Isolierungs
ringen 125, 126 gebildet werden. In diesen Freiräumen sind Dichtungen
in Form von O-Ringen 145, 146 vorgesehen. Diese O-Ringe 145, 146
verhindern, daß das Lagerfett zwischen den L-förmigen Ringen 125, 126
und dem Lagerring 117 herausgedrückt wird bzw. herauskriechen kann. Die
Anfasungen 117a, 117b und O-Ringe 145, 146 sind derart aufeinander
abgestimmt, daß die O-Ringe zwischen den im Querschnitt L-förmigen
Ringen 125, 126 und den Anfasungen 117a, 117b des Lagers 116 elastisch
verformt sind.
Wie aus Fig. 2 weiterhin ersichtlich ist sind die radialen Schen
kel 125b, 126b der im Querschnitt L-förmigen Isolier- bzw.
Dichtungsringe 125, 126 gegenüber den axial verlaufenden Schen
keln 125a, 126a in der Dicke reduziert. Am radial inneren Ende der
Schenkel 125b, 126b ist eine Dichtungsnase 125c, 126c angeformt.
Bei dem in Fig. 3 dargestellten Ausführungsbeispiel ist zwischen der
Ausnehmung 218 der Schwungmasse 4, welche das Lager 216 aufnimmt, und
dem äußeren Lagerring 217 ein im Querschnitt kegel- bzw. konusförmiger
Isolierungsring 225 angeordnet. Bei dem dargestellten Ausführungs
beispiel verläuft sowohl die äußere Mantelfläche als auch die innere
Mantelfläche des Isolierungsringes 225 in axialer Richtung konusförmig.
Es wäre jedoch ohne weiteres möglich, lediglich eine dieser Mantel
flächen konusförmig auszubilden.
Die Ausnehmung 218 ist der äußeren konusförmigen Mantelfläche und die
äußere Mantelfläche des Lagerringes 217 ist der inneren konusförmigen
Mantelfläche des Isolierungsringes 225 angepaßt. Der Isolierungsring
225 ist axial in Richtung seiner Verjüngung durch eine Tellerfeder 227
beaufschlagt, die sich an der Scheibe 230, die axial gegenüber der
Schwungmasse 4 festgelegt ist, abstützt. Der Isolierungsring 225 weist
einen radial nach innen verlaufenden Bereich 225b auf,
der das Lager abdichtet, indem er sich axial an dem Lagerinnenring 219
abstützt. Zur Abdichtung des Lagers auf der anderen Seite ist ein aus
Isoliermaterial hergestellter Ring 226 vorgesehen, der unter der Wir
kung der Tellerfeder 227 axial zwischen dem äußeren Lagerring 217 und
einer Schulter 231 der Schwungmasse 4 eingespannt ist. Der Dichtungs
ring 226 besitzt eine Nase 226b, die sich axial an dem Innenring 219
abstützen.
Bei den Ausführungsbeispielen gemäß den Fig. 1 und 2 sind Tellerfe
dern 27, 28 vorgesehen, welche radial verlaufende Abdichtbereiche 25b,
26b und 125b, 126b axial in Richtung des Lagerringes 19 bzw. 119 beauf
schlagen. Durch geeignete Werkstoffauswahl könnten die Ringe 25, 26 und
125, 126 jedoch auch derart ausgebildet werden, daß im eingebauten
Zustand dieser Ringe 25, 26 bzw. 125, 126 deren radialen Schenkel 25b,
26b bzw. 125b, 126b elastisch verformt sind, so daß sie unter Vorspan
nung am Lagerring 19 bzw. 119 axial anliegen. Durch diese Maßnahme
könnten die Tellerfedern 27, 28 entfallen.
Bei den bisher beschriebenen Ausführungsformen wird die Isolierung
durch zusätzliche Ringe, die zwischen der zweiten Schwungmasse 4 und
dem Lager 16, 116, 216 angeordnet werden, gebildet. Gemäß weiteren,
nicht gezeigten erfindungsgemäßen Ausführungsformen, kann die Isolie
rung jedoch auch auf das Lager 16, 116, 216 bzw. auf den Lagerring 17,
117, 217 aufgespritzt oder aufgesintert sein, so daß dann die Isolie
rung praktisch einteilig mit dem Lager ist. In ähnlicher Weise könnte
die Isolierung auch auf die Mantelfläche der Ausnehmung 18, 118, 218
aufgebracht werden.
Bei Verwendung von z. B. mit Dichtringen versehenen Lagern, wie sie von
den Lagerherstellern angeboten werden, ist es außerdem möglich, das
Lager 16 auf die Schwungmasse 4 vorzumontieren, indem der äußere Lager
ring 17 in die einen größeren Durchmesser als der Außendurchmesser des
Lagerringes 17 aufweisende Ausnehmung 18 zentrisch eingelegt und gehal
ten wird und der Freiraum zwischen Ausnehmung 18 und Lagerring 17 mit
einem Kunststoff oder Kunstharz ausgegossen oder ausgespritzt wird.