Die Erfindung bezieht sich auf eine Einrichtung zum
Kompensieren von Drehstößen, insbesondere von
Drehmomentschwankungen einer Brennkraftmaschine,
mittels zweier, entgegen der Wirkung einer Dämp
fungseinrichtung über eine Wälzlagerung zueinander
verdrehbarer Schwungmassen, von denen die eine mit
der Brennkraftmaschine und die andere mit dem Ein
gangsteil eines Getriebes verbindbar ist, wobei die
Dämpfungseinrichtung wenigstens aus in Umfangsrich
tung wirksamen Kraftspeichern und einer Reibeinrich
tung besteht.
Eine derartige Einrichtung ist beispielsweise in der
DE 34 12 961 A1 gezeigt und beschrieben. Der dort
vorgeschlagenen Ausführungsform eines geteilten
Schwungrades für Brennkraftmaschinen mit Torsions
dämpfeinrichtung zwischen beiden Teilen haften unter
schiedliche Nachteile an.
Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrun
de, eine Einrichtung zum Kompensieren von Drehstö
ßen zu schaffen, die die Nachteile besei
tigt und die gegenüber den bisher vorgeschlagenen Ein
richtungen der eingangs genannten Art eine verbesser
te Funktion und eine erhöhte Lebensdauer aufweist und
die weiterhin in besonders einfacher und wirtschaftli
cher Weise herstellbar ist.
Die wird gemäß der Erfindung dadurch erreicht, daß
die einen Reibring sowie einen axial vorgespannten
Kraftspeicher enthaltende Reibeinrichtung axial zwi
schen den beiden Schwungmassen, und zwar axial zwi
schen einem, mit der eine Reibungskupplung tragenden
Schwungmasse über einen Formschluß drehfesten,
scheibenartigen Bauteil einerseits und der mit der
Brennkraftmaschine verbindbaren Schwungmasse an
dererseits, vorgesehen ist und daß das Lager auf der die
Reibungskupplung tragenden Schwungmasse axial gesi
chert ist, indem es zwischen einer dieser Schwungmasse
angeformten Schulter und dem scheibenartigen Bauteil
angeordnet ist.
Durch die in der vorliegenden Erfindung vorgeschla
gene Maßnahme wird erreicht, daß die Reibeinrichtung
in dem sehr begrenzten Raum zwischen dem Primär
schwungrad und dem Seitenblech des Dampfers unter
gebracht wird.
Eine weitere, für sich betrachtet selbständige Erfin
dung 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 ei
nerseits und einem scheibenartigen radial innerhalb der
Kraftspeicher über einen Formschluß drehfest mit die
ser Schwungmasse befestigten Bauteil andererseits
angeordnet ist.
Ein weiterer erfinderischer Grundgedanke zur Lö
sung der der Erfindung zugrundeliegenden Aufgabe
sieht vor, daß die einen Reibring sowie einen axial vor
gespannten Kraftspeicher enthaltende Reibeinrichtung
axial zwischen den beiden Schwungmassen, und zwar
axial zwischen einem radial innerhalb der Kraftspeicher
über Formschluß mit der eine Reibungskupplung tra
genden Schwungmasse drehfest verbundenen scheiben
artigen Bauteil einerseits und der mit der Brennkraftma
schine verbindbaren Schwungmasse andererseits vor
gesehen 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 fest
gelegt ist.
Bei einer erfindungsgemäßen Einrichtung kann es
von besonderem Vorteil sein, wenn die Reibeinrichtung
zumindest annähernd 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 Au
ßenring des Wälzlagers angeordnet ist.
Es kann besonders vorteilhaft für eine Drehmoment
übertragungseinrichtung gemäß der vorliegenden Er
findung sein, wenn die Reibeinrichtung zwischen den
beiden Schwungmassen, und zwar axial zwischen einem
mit der die Reibungskupplung tragenden Schwungmas
se drehfesten scheibenartigen Bauteil und der mit der
Brennkraftmaschine verbindbaren Schwungmasse vor
gesehen ist und die Reibeinrichtung einen Reibring so
wie einen axial vorgespannten Kraftspeicher enthält,
der den Reibring gegen das scheibenartige Bauteil ver
spannt 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 Schwung
masse angeformten Schulter andererseits eingespannt
ist.
Bei einer erfindungsgemäß ausgebildeten Einrichtung kann in besonders
vorteilhafter Weise die Reibeinrichtung radial innerhalb der sich einer
Verdrehung der beiden Schwungmassen widersetzenden Kraftspeicher
vorgesehen werden, wobei es dann darüberhinaus vorteilhaft sein kann, wenn
diese Reibeinrichtung axial zwischen dem die beiden Schwungmassen
zentrierenden Wälzlager und einem radialen Bereich der mit der
Brennkraftmaschine verbindbaren Schwungmasse vorgesehen ist. Zweckmäßig
kann es sein, wenn die Reibeinrichtung drehfest mit der mit dem Eingangsteil
eines Getriebes verbindbaren Schwungmasse ist und einen Reibring
beziehungsweise eine Reibscheibe aufweist, der beziehungsweise die in
Axialrichtung der Einrichtung von einem Kraftspeicher beaufschlagbar ist. Der
Kraftspeicher kann dabei in vorteilhafter Weise auf der der Brennkraftmaschine
abgewandten Seite des Reibringes vorgesehen sein, also auf der Seite des
Reibringes, welche dem Wälzlager beziehungsweise dem Getriebe zugewandt
ist. Das die beiden Schwungmassen zentrierende Wälzlager kann zwischen
diesen Schwungmassen derart angeordnet sein, daß der Außenring des
Wälzlagers in einer Ausnehmung der mit dem Eingangsteil eines Getriebes
verbindbaren Schwungmasse aufgenommen ist, wohingegen der innere
Wälzlagerring auf einem zentralen, sich axial in Richtung des Getriebes
erstreckenden Ansatz der mit der Brennkraftmaschine verbindbaren
Schwungmasse angeordnet sein kann. Die wenigstens eine zwischen den
beiden Schwungmassen wirksame Reibeinrichtung kann derart angeordnet und
ausgebildet sein, daß diese praktisch über den gesamten möglichen
Verdrehwinkel zwischen den beiden Schwungmassen wirksam ist.
Die zwischen den beiden Schwungmassen in Umfangsrichtung wirksamen
Kraftspeicher der Dämpfungseinrichtung können gemäß einem weiteren, für eine
erfindungsgemäße Ausgestaltung zweckmäßigen Merkmal radial innerhalb eines
ringförmigen axialen Fortsatzes der mit der Brennkraftmaschine verbindbaren
Schwungmasse aufgenommen sein. Bei einer derartigen Ausgestaltung kann es
besonders zweckmäßig sein, wenn zumindest einige der in Umfangsrichtung
wirksamen Kraftspeicher diesem ringförmigen axialen Fortsatz radial benachbart
sind.
Zweckmäßig kann es sein, wenn die zwischen den beiden Schwungmassen in
Umfangsrichtung wirksamen Kraftspeicher in zwei Gruppen aufgeteilt sind, die
jeweils einem Dämpfer zugeordnet sind, wobei die Kraftspeicher des einen
Dämpfers dem axialen Fortsatz der mit der Brennkraftmaschine verbindbaren
Schwungmasse radial benachbart sein können und die Kraftspeicher des
zweiten Dämpfers auf einem kleinen Durchmesserbereich, also radial innerhalb
der Kraftspeicher des einen Dämpfers angeordnet sind.
Der ringförmige axiale Fortsatz der mit der Brennkraftmaschine verbindbaren
Schwungmasse kann in vorteilhafter Weise eine radial nach innen weisende
scheibenartige Wandung tragen, die, in axialer Richtung betrachtet, der mit dem
Eingangsteil eines Getriebes verbindbaren Schwungmasse benachbart ist. Diese
Wandung kann dabei gemeinsam mit radialen Bereichen der mit der
Brennkraftmaschine verbindbaren Schwungmasse und dem ringförmigen axialen
Fortsatz einen ringförmigen Raum bilden, in dem die dem axialen Fortsatz
benachbarten Kraftspeicher aufgenommen sind.
Anhand der Fig. 1 bis 11 sei die Erfindung näher erläutert
Dabei zeigt:
Fig. 1 eine im Schnitt dargestellte Einrichtung gemäß der Erfin
dung,
Fig. 2 eine teilweise Ansicht gemäß dem Pfeil II, der in Fig. 1
dargestellten Einrichtung,
Fig. 3 eine im Schnitt dargestellte Ausgestaltungsmöglichkeit
einer weiteren Dämpfungseinrichtung für eine erfindungsgemäße
Einrichtung,
Fig. 4 und 5 eine andere Ausgestaltungsmöglichkeit einer weiteren
Dämpfungseinrichtung für eine erfindungsgemäße Einrichtung, wobei
Fig. 5 einen Schnitt gemäß der Linie V-V der Fig. 4 darstellt,
Fig. 6 eine andere mögliche Ausgestaltungsmöglichkeit einer
weiteren Dämpfungseinrichtung für eine erfindungsgemäße Einrich
tung,
die Fig. 7 und 8 sowie 9 und 10 weitere Konstruktionsmöglich
keiten von weiteren Dämpfungseinrichtungen für eine erfindungsge
mäße Einrichtung, wobei Fig. 8 eine Scheibe des Scheibenpaares
der weiteren Dämpfungseinrichtung im nichtmontierten Zustand zeigt
und Fig. 9 einen Schnitt gemäß der Linie IX-IX der Fig. 10
darstellt,
Fig. 11 eine zusätzliche Ausführungsmöglichkeit einer weiteren
Dämpfungseinrichtung für eine erfindungsgemäße Einrichtung.
Die in den Fig. 1 und 2 dargestellte Einrichtung 1 zum Kompen
sieren von Drehstößen besitzt ein Schwungrad 2 welches in zwei
Schwungmassen 3 und 4 aufgeteilt ist. Die erste Schwungmasse 3 ist
auf einer Kurbelwelle 5 einer nicht näher dargestellten Brenn
kraftmaschine über Befestigungsschrauben 6 befestigt. Auf der
zweiten Schwungmasse 4 ist eine Reibungskupplung 7 über nicht
näher dargestellte Mittel befestigt. Zwischen der Druckplatte 8
der Reibungskupplung 7 und der Schwungmasse 4 ist eine Kupplungs
scheibe 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 Getriebeein
gangswelle 10 zu- und abgekuppelt werden. Zwischen der Schwung
masse 3 und der Schwungmasse 4 ist eine erste Dämpfungseinrichtung
13 sowie eine mit dieser in Reihe geschaltete weitere Dämpfungs
einrichtung 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 Wälz
lager in Form eines zweireihigen Schrägkugellagers 16 mit geteil
tem Innenring 17. Der äußere Lagerring 16a des Wälzlagers 16 ist
in einer Bohrung 18 der Schwungmasse 4 und der innere geteilte
Lagerring 17 des Wälzlagers 16 ist auf einem zentralen sich axial
von der Kurbelwelle 5 weg erstreckenden zylindrischen Zapfen 19
der Schwungmasse 3 angeordnet.
Die beiden Teilringe 17a, 17b des Innenringes 17 werden durch
einen Kraftspeicher in Form einer Tellerfeder 20 axial verspannt.
Zur Sicherung des Teilringes 17b ist aus der Stirnseite 19a des
Zapfens 19 eine Sicherungsscheibe 21 mittels Schrauben 21a befe
stigt, die sich radial nach außen über den Zapfen 19 hinauserstreckt
und an der der Teilring 17b axial abgestützt ist. Die
zwischen Teilring 17a und Schwungmasse 3 angeordnete Tellerfeder
20 beaufschlagt den Teilring 17a axial in Richtung des Teilringes
17b indem sie sich mit radial äußeren Bereichen an der Schwung
masse 3 abstützt und mit radial inneren Bereichen gegen den Teil
ring 17a wirkt. Infolge dieses Aufbaues werden die Wälzkörper des
Lagers 16 zwischen den ihnen zugeordneten Abwälzbahnen verspannt.
Um sicherzustellen, daß auch bei Betätigung der Reibungskupplung 7
das Lager verspannt bleibt, bringt die Tellerfeder 20 eine Kraft
auf, die großer ist als die zum Betätigen der Reibungskupplung 7
erforderliche Maximalkraft. Als vorteilhaft hat es sich erwiesen,
die von der Tellerfeder 20 erzeugte Kraft zumindest annähernd
doppelt so hoch zu wählen als die zum Ausrücken der Reibungs
kupplung 7 erforderliche Maximalkraft.
Die Schwungmasse 3 besitzt radial außen einen axialen, ringförmi
gen Fortsatz 22, der eine Kammer 23 bildet, in der die erste
Dämpfungseinrichtung 13 sowie die weitere Dämpfungseinrichtung 14
im wesentlichen aufgenommen sind. Das Eingangsteil der weiteren
Dämpfungseinrichtung 14 ist durch eine Scheibengruppe, nämlich die
zwei im axialen Abstand voneinander vorgesehenen Scheiben 24, 25
gebildet, die drehfest mit der Schwungmasse 3 sind. Die ringförmi
ge Scheibe 25 ist auf der Stirnfläche 22a des Fortsatzes 22 mit
tels Niete 25 befestigt und begrenzt axial mit nach innen reichen
den Bereichen 25a die Kammer 23. Die in der Kammer 23 aufgenommene
Scheibe 24 besitzt axiale Vorsprünge, die durch am Außenumfang
einstückig angeformte Läppen 24a gebildet sind. Zur Drehsicherung
der Scheibe 24 gegenüber der Scheibe 25 greifen die Lappen 24a in
Ausnehmungen 27 der Scheibe 25 ein. Die Ausnehmungen 27 und die
Lappen 24a sind derart ausgestaltet, daß eine axiale Verlagermög
lichkeit der Scheibe 24 gegenüber der Scheibe 25 gegeben ist.
Axial zwischen den beiden Scheiben 24 und 25 sind radiale Ausleger
28 des Flansches 29 eingespannt, indem ein axial zwischen der
Scheibe 24 und der Schwungmasse 3 vorgesehener Kraftspeicher in
Form einer Tellerfeder 30 die Scheibe 24 in Richtung der Scheibe
25 beaufschlagt. Hierfür stützt sich die Tellerfeder 30 mit radial
äußeren Bereichen an der Druckplatte 3 und mit radial inneren
Bereichen an der Scheibe 24 ab. Die Tellerfeder 30 ist an ihrem
Umfang offen bzw. geschlitzt, d. h. daß ihr ringförmiger Grundkör
per an einer Stelle getrennt ist, und stützt sich mit ihrer radial
äußeren Peripherie an einer kreisringförmigen Schulter 31 der
Schwungmasse 3 radial ab. Zwischen den Auslegern 28 des Flansches
29 und den beiden Scheiben 24 und 25 sind jeweils Reibbeläge in
Form von einzelnen, auf die Ausleger 28 aufgeklebten Belagsegmen
ten 32 vorgesehen. Im Bereich zwischen den Auslegern 28 des Flan
sches 29 sind in den Scheiben 24 und 25 Ausnehmungen 33, 34 einge
bracht, die axial fluchten und Kraftspeicher 35 aufnehmen. Im
dargestellten Beispiel sind diese Kraftspeicher durch Schrauben
federn 35 gebildet, es könnten jedoch auch z. B. Hartgummifedern
verwendet werden. Die Kraftspeicher 35 dienen als Endanschläge für
die Ausleger 28 des Flansches 29 und begrenzen somit den Verdreh
winkel der weiteren Dämpfungseinrichtung 14. Durch die Dämpfungs
wirkung der Kraftspeicher 35 wird ein zu harter Anschlag in den
Endbereichen des Verdrehwinkels der weiteren Dämpfungseinrichtung
vermieden.
Wie insbesondere aus Fig. 2 hervorgeht, in der die weitere Dämp
fungseinrichtung in einer Zwischenposition dargetellt ist, ist
zwischen den Kraftspeichern 35 und den Auslegern 28 ein Spiel
36 + 36a vorhanden, welches vergrößert um den Betrag, um den die
Kraftspeicher 35 zusammengedrückt werden können, den möglichen
Verdrehwinkel zwischen den das Eingangsteil bildenden Scheiben 24,
25 und dem das Ausgangsteil der weiteren Dämpfungseinrichtung 14
bildenden Flansches 21 definiert.
Der das Ausgangsteil der weiteren Dämpfungseinrichtung 14 bildende
Flansch 29 stellt gleichzeitig das Eingangsteil für die erste
Dämpfungseinrichtung 13 dar. Die erste Dämpfungseinrichtung 13
besitzt eine weitere Scheibengruppe, nämlich die zwei beidseits
des Flansches 29 angeordneten Scheiben 37, 38, die über Abstands
bolzen 39 in axialem Abstand miteinander drehfest verbunden und an
der Schwungmasse 4 angelenkt sind. Die beiden Scheiben 37, 38
werden radial außen von den ringförmigen Scheiben 24, 25 der
weiteren Dämpfungseinrichtung 14 umgriffen. Weiterhin sind bei dem
dargestellten Beispiel die Scheiben 37 und 24 sowie 38 und 25
zumindest annähernd in einer gleichen Ebene angeordnet. In den
Scheiben 37 und 38 sowie in den radial innerhalb der Ausleger 23
liegenden Bereichen des Flansches 29 sind Ausnehmungen 37a, 38a
sowie 29a eingebracht, in denen Kraftspeicher in Form von Schrau
benfedern 40 aufgenommen sind. Die Kraftspeicher 40 wirken einer
relativen Verdrehung zwischen dem Flansch 29 und den beiden Schei
ben 37, 38 entgegen.
Die erste Dämpfungseinrichtung 13 besitzt weiterhin eine Reibein
richtung 13a, welche über den gesamten möglichen Verdrehwinkel
zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 wirksam ist.
Die Reibeinrichtung 13a ist axial zwischen der Scheibe 37 und der
Schwungmasse 3 angeordnet und besitzt einen durch eine Tellerfeder
gebildeten Kraftspeicher 41, der zwischen der Scheibe 37 und einem
Druckring 42 verspannt gehalten wird, wodurch der zwischen dem
Druckring 42 und der Schwungmasse 3 angeordnete Reibring 43 einge
spannt wird. Die durch die Tellerfeder 41 auf die Scheibe 37
ausgeübte Kraft wird über das Lager 10 abgefangen. Der Druckring
42 ist mit Auslegern 42a versehen, die den Kopf der Niete 39
umgreifen, wodurch der Druckring drehfest ist mit der Schwungmasse
4.
An seiner radial inneren Peripherie weist der Flansch 29 nach
innen hin offene Ausschnitte 44 auf, durch welche die Abstandsbol
zen 39 axial hindurchragen. Diese Ausschnitte bilden radial nach
innen weisende Zähne 45, die - in Umfangsrichtung betrachtet -
zwischen die Abstandsbolzen 39 eingreifen und mit diesen als
Anschläge zur Begrenzung das Winkelaussschlages der ersten Dämp
fungseinrichtung 13 zusammenwirken.
Die Ausnehmungen 37a, 38a der beiden Scheiben 37, 38 und die
Ausnehmungen 29a des Flasches 29 sowie die darin vorgesehenen
Schraubenfedern (40) sind über den Umfang der ersten Dämpfungsein
richtung 13 derart angeordnet und bemessen, daß eine mehrstufige
Dämpfungskennlinie entsteht.
Zur zumindest annähernd konzentrischen Führung des Flansches 29
gegenüber der Drehachse 47 und somit auch gegenüber den Schwung
massen 3 und 4 stützt sich der Flansch 29 mit seinen radialen
Auslegern 28 an der inneren Mantelfläche 22b des axialen Fort
satzes 22 des Schwungrades 3 ab.
Die Einrichtung gemäß dem vorliegenden Ausführungsbeispiel ist
derart ausgebildet, daß, ausgehend von einer in Fig. 2
dargestellten Ruhestellung, beim Auftreten einer Momentenänderung
zunächst die erste Schwungmasse 3 mitsamt dem Scheibenpaar 24, 25
und dem Flansch 29 gegenüber der zweiten Schwungmasse 4 und dem
Scheibenpaar 37, 38 verdreht wird, und zwar entgegen der Wirkung
der Federn 40, wobei infolge der verschieden großen Fensteröff
nungen im Flansch 29 und in dem Scheibenpaar 37, 38 ein progres
siver Anstieg der Dämpfungswirkung erfolgt. Diese Relativverdre
hung findet so lange statt, bis das durch die Verspannung dieser
Federn erzeugte Drehmoment das durch die weitere Dämpfungseinrich
tung 14 übertragbare Reibmoment erreicht. Bei der Fortsetzung der
Relativbewegung in dieser Richtung beginnt sodann die weitere
Dämpfungseinrichtung durchzurutschen, wobei keine Relativverdre
hung des Flansches 29 gegenüber der zweiten Schwungmasse erfolgt,
bis die Federn 35 an den Flanken der Ausleger 28 anschlagen. Die
Ausleger 28 bewirken eine weitere Relativverdrehung des Flansches
mitsamt der ersten Schwungmasse 3 gegenüber der zweiten Schwung
masse 4, wobei die Federn weiterkomprimiert werden, bis die Zähne
45 an den Bolzen 39 zur Anlage kommen.
Wie insbesondere aus Fig. 2 hervorgeht, sind bei der dargestell
ten Ausführungsform die Ausleger 28 derart ausgebildet, daß sie
zur Begrenzung des maximalen Verdrehwinkels der weiteren Dämp
fungseinrichtung 14 an den Federn 35 zur Anlage kommen. Durch
entsprechende Abänderung der Anschlagkonturen der Ausleger 28
könnten jedoch noch zusätzlich die Lappen 24a herangezogen werden.
Bei einer solcher Ausführungsform müßten die jeweiligen Anschlag
konturen der Ausleger 23 gegenüber den Kraftspeichern 35 und den
Lappen 24a - in Umfangsrichtung gesehen - derart angeordnet sein,
daß die Kraftspeicher zunächst die Drehmomentstöße abfangen und
dann gemeinsam mit den Lappen 24a die Verdrehung zwischen den
beiden Scheiben 24, 25 und dem Flansch 29 begrenzen. Weiterhin
wäre es möglich, die Kraftspeicher 35 entfallen zu lassen und
lediglich die Lappen 24a zur Begrenzung des Verdrehwinkels zwi
schen Eingangsteil und Eingangsteil der weiteren Dämpfungseinrich
tung heranzuziehen.
Bei der in Fig. 3 dargestelten Ausführungsvariante besitzt die
mit der ersten Schwungmasse 103 über eine Nietverbindung 126
drehfest verbundene Scheibe 125 radial außen angeformte und sich
axial erstreckende Lappen 125a. Die Lappen 125a erstrecken sich in
Richtung der zweiten Schwungmasse 104 und greifen axial in Aus
schnitte 127, die am äußeren Umfang der Scheibe 124 vorgesehen
sind. Die Ausschnitte 127 und die Lappen 125a sind derart aufei
nander abgestimmt, daß die Scheibe 124 gegenüber der Scheibe 125
in Umfangsrichtung festgelegt ist, in axialer Richtung jedoch eine
Nachstellmöglichkeit besitzt. Zwischen den beiden, das Eingangs
teil der weiteren Dämpfungseinrichtung 114 bildenden Scheiben 124
und 125 ist ein Flansch 129, der das Ausgangsteil der weiteren
Dämpfungseinrichtung 114 bildet, eingespannt. Zwischen dem Flansch
129 und den Scheiben 124, 125 ist jeweils ein Reibbelag 132 ange
ordnet. Der Flansch 129 bildet gleichzeitig das Eingangsteil für
die erste Dämpfungseinrichtung 113, deren Ausgangsteil wiederum
durch zwei über Abstandsbolzen 139 untereinander sowie mit der
Schwungmasse 104 drehfest verbundenen Scheiben 137, 138 gebildet
ist. Die weitere Dämpfungseinrichtung 114 und die erste Dämpfungs
einrichtung 113 sind wiederum radial innerhalb eines axialen
Fortsatzes 122 der Schwungmasse 103 angeordnet. In die radial
innere Mantelfläche des Fortsatzes 122 ist im Bereich des freien
Endes eine Nut 131 eingebracht, an der sich sowohl in axialer als
auch in radialer Richtung eine Tellerfeder 130 abstützt. Zur
besseren Montage ist diese Tellerfeder 130 an ihrem Umfang ge
schlitzt bzw. offen. Mit ihren radial inneren Bereichen beauf
schlagt die Tellerfeder 130 die Scheibe 124 axial in Richtung der
Scheibe 125, wodurch der Flansch 129 zwischen diesen beiden Schei
ben axial eingespannt und über die axiale Kraft und die Reibwerte
zwischen den Reibbeläge 132 und dem Flansch das übertragbare
Rutschmoment der weiteren Dämpfungseinrichtung definiert ist.
Bei der in den Fig. 4 und 5 dargestellten Ausführungsvariante
einer weiteren Dämpfungseinrichtung 214 sind zwischen der radial
inneren Mantelfläche 222b des axialen Fortsatzes 122 der Schwung
masse 203 und den Auslegern 228 des Flansches 221 Reib- bzw.
Gleitbeläge 248 angeordnet. Über diese Reib- bzw. Gleitbeläge 248
wird der Flansch 229 konzentrisch zur Schwungmasse 203 geführt.
Die Reib- bzw. Gleitbeläge 243 bilden im dargestellten Ausführungsbeispiel
den Boden von Kappen 249, welche auf die Ausleger
228 aufgesetzt sind und diese umgreifen. Die seitlichen Bereiche
250, 251 der Kappen 249 sind zwischen den Auslegern 228 des Flan
sches 229 und den beidseits des Flansches angeordneten Scheiben
224, 225 der weiteren Dämpfungseinrichtung 214 axial eingespannt
zur Erzeugung eines Reibmomentes. Die axiale Einspannung wird
durch eine Tellerfeder 232 sichergestellt, die die Scheibe 225
axial beaufschlagt und sich an der Schwungmasse 203 axial ab
stützt. Zur radialen Sicherung der Kappen 249 entgegen der Flieh
krafteinwirkung weisen die seitlichen Bereiche 250, 251 auf ihrer
den Auslegern 228 zugewandten Seite bogenförmige Wulste 250a, 251a
auf, die in entsprechend angepaßte, bogenförmige Nuten 152 der
Ausleger 228 eingreifen. Um ein Aufschieben der Kappen 249 auf
grund ihrer Eigenelastizität auf die Ausleger 228 zu ermöglichen,
erstrecken sich - in Umfangsrichtung gesehen - die Wulste 250a,
251a lediglich über einen Teilbereich der Erstreckung der Nuten
252 bzw. der Ausleger 228. Die in Umfangsrichtung betrachteten
Bereiche 253, 254 der Kappen 249 bilden elastische bzw. stoßdämp
fende Anlagebereiche, die zur Begrenzung des Verdrehwinkels der
weiteren Dämpfungseinrichtung 214 mit Anschlägen 255, welche mit
der Schwungmasse 203 drehfest sind, zusammenwirken. Die Anschläge
255 sind durch Stifte oder Bolzen gebildet, die in der Schwungmas
se 203 verankert sind und zur Drehsicherung der Scheiben 224, 225
letztere durch Ausnehmungen 256 axial durchgreifen.
Bei der in Fig. 6 dargestellten Ausführungsvariante sind zur
Zentrierung des Flansches 329 gegenüber der Schwungmasse 303 auf
den Auslegern 328 des Flansches 329 bügelartige Führungsschuhe 349
vorgesehen. Die Führungsbügel 349 umgreifen die Ausleger 328,
wobei die radial verlaufenden Seitenschenkel der Führungsbügel mit
Anschlägen 355 zur Begrenzung des Verdrehwinkels der weiteren
Dämpfungseinrichtung 314 zusammenwirken, welche mit der Schwung
masse 303 drehfest sind. Wie bei der in Fig. 4 und 5 dargestell
ten Ausführungsvariante sind die Anschläge 355 durch Stifte bzw.
Bolzen, die in der Schwungmasse 303 verankert sind und die beid
seits des Flansches 329 angeordneten Scheiben der weiteren Dämp
fungseinrichtung 314 axial durchgreifen, gebildet. Der die beiden
Schenkel 353 und 354 der Führungsbügel 349 verbindende Bereich
349a ist zwischen der radial inneren Mantelfläche 322b des axialen
Fortsatzes 322 der Schwungmasse 303 und der radial äußeren Mantel
fläche der Ausleger 328 geführt. Die Führungsbügel 349 weisen - in
Umfangsrichtung betrachtet - eine größere Erstreckung auf als die
der Ausleger 328, so daß beidseits dieser Ausleger 328 zwischen
diesen und den Seitenschenkeln 353, 354 der Führungsbügel 349 ein
Spiel X vorhanden ist. In den durch das Spiel X gebildeten Frei
räumen sind Kraftspeicher in Form von Hartgummiblöcken 357 vorge
sehen. Diese Hartgummiblöcke 357 bewirken eine Dämpfung des An
schlages zwischen den Seitenschenkeln 353, 354 und den Anschlägen
355. Die Schuhe 349 können aus Metall oder Reib- oder Gleitma
terial bestehen.
In den Fig. 7 und 8 sind die beiden Scheiben 424, 425 mittels
Abstandsmitteln in Form von Abstandsbolzen 455, sowohl miteinan
der, als auch mit der Schwungmasse 403 fest verbunden. Zwischen
die beiden Scheiben 424, 425 greifen radiale Ausleger 428 eines
Flansches 429, wobei zwischen den Auslegern 428 und den beiden
Scheiben 424, 425 ein Reibbelag 432 vorgesehen ist.
Wie aus Fig. 8 hervorgeht, besitzt die Scheibe 425 zwischen den
Befestigungslöchern 455a für die Abstandsbolzen 455 eine in Um
fangsrichtung verlaufende Wellung 425a, welche im montierten
Zustand der Scheibe 425 vorgespannt ist, wie dies aus Fig. 7
hervorgeht. Aufgrund dieser Vorspannung wird der Flansch 429 bzw.
dessen Ausleger 428 axial zwischen den Scheiben 424, 425 einge
spannt, so daß bei einer Relativverdrehung ein entsprechendes
Reibmoment entsteht. Zur Begrenzung des Verdrehwinkels der wei
teren Dämpfungseinrichtung 414 sind in Ausnehmungen der Scheiben
424, 425 wiederum Kraftspeicher 435 vorgesehen, an denen die
Ausleger 428 des Flansches 429 zur Anlage kommen.
Bei der in den Fig. 9 bis 11 gezeigten Ausführungsform sind die
beidseits des Flansches 529 vorgesehenen Scheiben 524, 525 der
weiteren Dämpfungseinrichtung 514 mittels über den Umfang verteil
ter Federbügel bzw. Federklammern 530 gegen den Flansch 529 unter
Dazwischenlegung eines Reibringes 532 verspannt. Die Bügel bzw.
Klammern 530 übergreifen den Flansch 529 sowie die beiden Scheiben
524 und 525 axial und beaufschlagen mit radial nach innen gerich
teten Federschenkeln 530a, 530b die Scheiben 524, 525. Zur Dreh
sicherung der Scheiben 524, 525 sind an der Schwungmasse 503
axiale Vorsprünge in Form von Bolzen 555 vorgesehen, welche axial
durch an sie angepaßte Löcher 555a, 555b der Scheiben 524, 525
hindurchragen.
In den Scheiben 524, 525 sind Ausnehmungen 533, 534 zur Aufnahme
von Kraftspeicher 535 vorgesehen, die zur Begrenzung des Verdreh
winkels der weiteren Dämpfungseinrichtung 514 mit den Auslegern
528 des Flansches 529 zusammenwirken.
Wie aus Fig. 10 hervorgeht, sind im montierten Zustand der Schei
ben 524 und 525 die Ausnehmungen 533 der Scheibe 524 gegenüber den
Ausnehmungen 534 der Scheibe 525 in Umfangsrichtung um einen
Betrag Y versetzt, wodurch die Kraftspeicher 335 zwischen den
Scheiben 524, 525 einseitig bzw. unsymmetrisch axial verspannt
werden. Diese unsymmetrische Verspannung der Kraftspeicher 335
bewirkt wiederum, daß die Scheiben 524, 525 gegen die durch die
Löcher 555a, 555b hindurchragenden Bolzen 555 in Umfangsrichtung
verspannt werden. Die Funktion der weiteren Dämpfungseinrichtung
514 wird aufgrund dieser Verspannung wesentlich verbessert, da
durch die Verspannung ein Spiel z. B. zwischen den Löchern 555a,
555b der Scheiben 524, 525 und den Bolzen 555 ausgeglichen werden
kann, so daß bei einer Relativverdrehung stets eine Dämpfungswir
kung vorhanden ist.
Bei der in Fig. 11 dargestellten Ausführungsform einer weiteren
Dämpfungseinrichtung 614 weist der Flansch 629 im Bereich zwischen
den Scheiben 624 und 625, welche das Eingangsteil der weiteren
Dämpfungseinrichtung 614 bilden, axial aufeinander zu gerichtete
Sacklochbohrungen 656, 657 auf, in denen jeweils ein scheibenför
miger Reibbelag 658, 659 aufgenommen ist. Die zwischen den beiden
Sacklochbohrungen 656 und 657 verbleibende Zwischenwandung 660 des
Flansches 629 weist einen Durchbruch 661 auf, durch den ein Verbindungsmittel
in Form eines Nietes 662 hindurchragt, der das Paar
von sich axial gegenüberliegenden Reibbelägen 658, 639 axial
verbindet. Axial zwischen dem Reibbelag 658 und der Zwischenwan
dung 660 ist eine verspannte Tellerfeder 663 vorgesehen, die ein
axiales Verspreizen bzw. ein axiales Auseinanderdrücken der beiden
Reibbeläge 658 und 659 bewirkt, wodurch diese Reibbeläge 658, 659
gegen die entsprechende Scheibe 624, 625, mit der sie in Reibver
bindung stehen, gedrückt werden.
Der Verbindungsniet 662 ist derart bemessen, daß er, ausgehend von
der in Fig. 11 dargestellten Einbauposition der beiden Reibbeläge
658, 659, eine begrenzte axiale Verlagerung dieser Reibbeläge 658,
659 voneinander weg ermöglicht. Diese begrenzte axiale Verlager
barkeit der beiden Reibbeläge 658, 659 ermöglicht einerseits einen
Verschleißausgleich der Reibbeläge 658, 659 und stellt anderer
seits sicher, daß bei noch nicht montierter weiterer Dämpfungsein
richtung 614 die Reibbeläge 658, 659 sowie die Tellerfeder 663 auf
dem Flansch 629 axial festgelegt sind, wodurch die Montage der
Einrichtung bzw. der weiteren Dämpfungseinrichtung 614 wesentlich
erleichtert wird. Bei der Montage der Einrichtung bzw. der wei
teren Dämpfungseinrichtung 614 werden die beiden Reibbeläge 658
und 659, entgegen der Wirkung der Tellerfeder 663, zwischen den
beiden Scheiben 624, 625 axial verspannt.
Wie aus Fig. 11 weiterhin zu entnehmen ist, stützt sich der
Reibbelag 659 an der Zwischenwandung 660 unmittelbar axial ab,
wohingegen zwischen dem Reibbelag 658 und der Zwischenwandung 660
ein axialer Freiraum vorhanden ist, so daß der Reibblock 658,
entgegen der Wirkung der Tellerfeder 663, axial in der Sackloch
bohrung 656 verlagert werden kann.