DE3703123A1 - Daempfungseinrichtung - Google Patents
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- 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
- F16F15/131—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 the rotating system comprising two or more gyratory masses
- F16F15/139—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 the rotating system comprising two or more gyratory masses characterised by friction-damping means
- F16F15/1395—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 the rotating system comprising two or more gyratory masses characterised by friction-damping means characterised by main friction means acting radially outside the circumferential lines of action of the elastic members
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Description
Die Erfindung betrifft eine Dämpfungseinrichtung im Kraftübertragungsweg
zwischen zwei relativ zueinander verdrehbaren Schwungmassen, von denen die
eine mit der Abtriebswelle einer Brennkraftmaschine und die andere mit der
Eingangswelle eines Getriebes verbindbar ist.
Es sind bereits Einrichtungen dieser Art vorgeschlagen worden, bei denen
die beiden Schwungmassen koaxial zueinander angeordnet und entgegen der
Wirkung einer Dämpfungseinrichtung begrenzt zueinander verdrehbar sind.
Diese Dämpfungseinrichtung besteht dabei aus in Umfangsrichtung wirksamen
Kraftspeichern und aus parallel zu diesen wirksamen Reib- oder Gleitmit
teln.
Bei diesen bekannten Einrichtungen müssen die Kraftspeicher der Dämpfungs
einrichtung, wie z.B. Schraubenfedern, verhältnismäßig große Winkelaus
schläge zwischen den beiden Schwungmassen ermöglichen, so daß infolge der
dadurch erforderlichen Kraftspeicherlänge die Kraftspeicher keine aus
reichende Steifigkeit aufweisen, um sich einer wesentlichen Verformung
unter Fliehkrafteinwirkung zu widersetzen. Diese Verformung bzw. Verbie
gung längs der Achse der Kraftspeicher bewirkt, daß diese keine einwand
freie bzw. definierte Abstützung in radialer Richtung sowie keine optimale
Beaufschlagung ihrer Endbereiche beim Zusammendrücken derselben aufweisen,
so daß in diesen Kontaktbereichen sowohl die Kraftspeicher als auch die
mit diesen zusammenwirkenden Anlage- bzw. Abstützbereiche der Bauteile,
welche an die Kraftspeicher angreifen, einem unzulässig raschen Verschleiß
unterworfen sind.
Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, die vorerwähnten
Nachteile zu beheben und Einrichtungen der eingangs genannten Art zu
schaffen, die sowohl hinsichtlich der Konstruktion als auch bezüglich der
Verschleißfestigkeit und der Wirkungsweise verbessert sind. Eine weitere,
der vorliegenden Erfindung zugrundeliegende Aufgabe bestand darin, das
mögliche Einsatzgebiet derartiger Einrichtungen zu vergrößern, außerdem
soll eine kostengünstige Herstellung derartiger Einrichtungen gewähr
leistet sein.
Gemäß der Erfindung wird dies bei einer Einrichtung der eingangs genannten
Art dadurch erzielt, daß die Dämpfungseinrichtung einen Dämpfer enthält,
welcher mindestens eine über einen Verdrehwinkel begrenzte und zumindest
über einen Teilbereich desselben rückstellkraftfreie Reibeinrichtung
aufweist, die in Reihe mit mindestens zwei untereinander in Reihe geschal
teten Dämpfern angeordnet ist.
Es kann dabei vorteilhaft sein, wenn die Reibeinrichtung - in Kraft
flußrichtung von der Brennkraftmaschine zum Getriebe gesehen - vor den
zwischen den beiden Schwungmassen verdrehelastisch wirksamen Dämpfern
geschaltet ist.
Für manche Anwendungsfälle kann es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn die
Reibeinrichtung - in Kraftflußrichtung von der Brennkraftmaschine zum
Getriebe betrachtet - zwischen den in Reihe geschalteten Dämpfern und der
anderen Schwungmasse vorgesehen ist oder aber zwischen den in Reihe ge
schalteten Dämpfern.
Durch die erfindungsgemäße Ausbildung der Einrichtung wird erreicht, daß
die Kraftspeicher der einzelnen Dämpfer lediglich einen Teilbereich des
gesamten, zwischen den beiden Schwungmassen möglichen verdrehelastischen
Winkelausschlages übernehmen müssen, wodurch deren relative Bewegungs-
bzw. Gleitwege gegenüber den sie führenden Teilen und somit auch der
Verschleiß an den entsprechenden Kontaktbereichen erheblich reduziert
werden können.
Ein weiterer wesentlicher Vorteil des erfindungsgemäßen Aufbaues besteht
darin, daß infolge der Aufteilung des einer federnden Rückstellkraft
unterworfenen Gesamtverdrehwinkels auf zwei Dämpfer, die Längen der ein
zelnen Federn reduziert werden, wodurch diese quer zu ihrer Längsachse
eine wesentliche höhere Steifigkeit aufweisen, so daß sie unter Flieh
krafteinwirkung keine wesentliche Verformung erfahren. Dadurch wird sowohl
eine einwandfreie Abstützung in radialer Richtung sowie eine optimale
Beaufschlagung in axialer Richtung sichergestellt. Ein weiterer Vorteil
der sich durch die Erfindung ergebenden Federlängenreduzierung besteht
darin, daß die Federn leichter ausgelegt werden können, was sich wiederum
positiv auf die Steifigkeit der Federn quer zu ihrer Längsachse auswirkt.
Darüberhinaus wird die Einwirkung der Fliehkraft und damit der dadurch bei
Reibkontakt mit anderen Bauteilen entstehende Verschleiß entscheidend
verringert.
Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung kann in vorteilhafter Weise zu
sätzlich eine in Reihe mit der Reibeinrichtung geschaltete Rutschkupplung
vorgesehen sein, wobei es zweckmäßig sein kann, wenn diese - im Kraftfluß
von der einen Schwungmasse zur anderen - vor der Reibeinrichtung angeord
net ist, das bedeutet also, zwischen der einen Schwungmasse und der Reib
einrichtung vorgesehen ist.
Für die Funktion der Dämpfungseinrichtung kann es besonders vorteilhaft
sein, wenn jeder der in Reihe geschalteten Dämpfer einen Satz Kraftspeich
er und wenigstens einer deren Dämpfer eine zum Beispiel parallel wirksame
Reibeinrichtung enthält.
Ein besonders günstiger Aufbau der Dämpfungseinrichtung kann gegeben sein,
wenn diese derart ausgelegt ist, daß die Dämpfer - von einer neutralen
Stellung aus gesehen - das heißt also einer Stellung, welche die beiden
Schwungmassen relativ zueinander einnehmen wenn kein Moment zwischen
diesen übertragen wird, zumindest annähernd gleichzeitig einsetzen. Für
manche Anwendungsfälle kann es auch von Vorteil sein, wenn die Dämpfer
unterschiedliche Anschlagmomente besitzen. Für andere Anwendungsfälle kann
es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn die Dämpfer ein zumindest annähernd
gleiches Anschlagmoment aufweisen. Die von den einzelnen Dämpfern dabei
zugelassenen Teilbereiche des von ihnen ermöglichten Gesamtverdrehwinkels
zwischen den beiden Schwungmassen können je nach Anwendungsfall gleich
oder ungleich sein.
Ein besonders günstiger Aufbau der Dämpfungseinrichtung kann gegeben sein
wenn - in Richtung des Kraftflusses vom Motor in das Getriebe gesehen -
das Moment von der einen Schwungmasse mittels Reibringen über die Rutsch
kupplung leitbar ist, wobei das Ausgangsteil der Rutschkupplung in form
schlüssigen Eingriff bringbar ist mit dem Ausgangsteil der Reibeinrich
tung, welches zugleich das Eingangsteil des einen, ersten, der in Reihe
geschaltenen Dämpfer ist. Durch einen derartigen Aufbau der Dämpfungsein
richtung kann erreicht werden, daß die Rutschkupplung, welche im Verdreh
winkel unbegrenzt ist, über die im Verdrehwinkel begrenzte Reibeinrichtung
bei Erreichen einer Endposition derselben angesteuert wird.
Es kann außerdem zweckmäßig sein, wenn das Eingangsteil des ersten Dämp
fers über Kraftspeicher mit dem Ausgangsteil des ersten Dämpfers kraft
schlüssig verbindbar ist und dieses Ausgangsteil zugleich das Eingangsteil
des zweiten der in Reihe geschalteten Dämpfer ist. Weiterhin kann es für
den Aufbau der Einrichtung vorteilhaft sein, wenn das Eingangsteil des
zweiten Dämpfers über Kraftspeicher mit dem Ausgangsteil des zweiten
Dämpfers verbindbar und dieses Ausgangsteil fest mit der anderen Schwung
masse verbindbar ist und die Verbindungsmittel im Bereich der radialen
Erstreckung der Kraftspeicher dieses Dämpfers vorgesehen sind. Ein der
artiger Aufbau der Dämpfungseinrichtung ermöglicht eine radial gedrungene
Bauweise, da für die vorerwähnten Verbindungsmittel kein zusätzlicher
radialer Bauraum erforderlich ist. Weiterhin kann es besonders günstig
sein, wenn das Ausgangsteil der Rutschkupplung radial außerhalb des das
Eingangsteil der ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer bildenden und
einstückig mit dem als Ausgangsteil der Reibeinrichtung ausgebildeten
Bauteils ist. Um eine - in axialer Richtung betrachtet - besonders schmale
Konstruktion der Einrichtung zu ermöglichen, kann es vorteilhaft sein,
wenn das Ausgangsteil der Rutschkupplung und das Eingangsteil des ersten
der in Reihe geschalteten Dämpfer scheiben- bzw. plattenartig ausgebildet
und axial auf zumindest annähernd gleicher Höhe vorgesehen wird.
Eine bezüglich der Funktion sowie des erforderlichen Platzbedarfes beson
ders günstige Ausgestaltung der Einrichtung kann dadurch erreicht werden,
daß beidseits des Eingangsteiles des ersten der in Reihe geschalteten
Dämpfer je ein scheiben- bzw. plattenartiges Ausgangsteil des ersten
Dämpfers, das gleichzeitig ein Eingangsteil des zweiten der in Reihe
geschalteten Dämpfer bildet, vorgesehen ist und axial dazwischen das
scheiben- bzw. plattenförmige Ausgangsteil des zweiten der in Reihe
geschalteten Dämpfer vorgesehen ist. Weiterhin kann es für die Funktion
und den Aufbau der Einrichtung von besonderem Vorteil sein, wenn sowohl
das Ausgangsteil der Rutschkupplung, das Ausgangsteil der Reibeinrichtung
- welches gleichzeitig das Eingangsteil des ersten Dämpfers ist - und das
Ausgangsteil des zweiten Dämpfers radial übereinander vorgesehen sind.
Besonders zweckmäßig kann es dabei sein, wenn sowohl das Ausgangsteil der
Rutschkupplung, das Ausgangsteil der Reibeinrichtung - welches das Ein
gangsteil des ersten Dämpfers ist - und das Ausgangsteil des zweiten
Dämpfers zumindest annähernd auf gleicher axialer Höhe vorgesehen sind.
Für den Aufbau und die Funktion der Einrichtung kann es besonders günstig
sein, wenn die das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers mit der anderen
Schwungmasse verbindenden Verbindungsmittel axial das eine der das Aus
gangsteil des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer bildenden scheiben-
bzw. plattenförmigen Bauteile durch in diesem vorgesehene Ausschnitte
durchdringen und diese Ausschnitte den Verdrehwinkel des zweiten Dämpfers
bestimmen, indem nämlich die in Umfangsrichtung betrachteten Endbereiche
dieser Ausschnitte an den entsprechenden Verbindungsmitteln zur Anlage
kommen.
Weiterhin kann es für die Funktion und den Aufbau der Einrichtung zweck
mäßig sein, wenn die platten- bzw. scheibenförmigen Ausgangsteile des
ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer durch Verbindungsmittel, wie z.B.
Abstandsbolzen miteinander verbunden sind, die sich axial durch im Ein
gangsteil des ersten Dämpfers vorgesehene Ausschnitte hindurcherstrecken
und wobei diese Ausschnitte gleichzeitig den Verdrehwinkel des ersten
Dämpfers bestimmen, indem nämlich - in Umfangsrichtung betrachtet - die
Endbereiche dieser Ausschnitte an dem entsprechenden Verbindungsmittel zur
Anlage kommen. Um eine radial gedrängte Bauweise der Einrichtung zu ermög
lichen, kann es vorteilhaft sein, wenn die Ausschnitte und die Verbin
dungsmittel innerhalb der radialen Erstreckung der Kraftspeicher des
ersten Dämpfers vorgesehen sind. Die Ausschnitte und die Verbindungsmittel
können dabei - in Umfangsrichtung betrachtet - derart angeordnet sein, daß
sich lediglich ein einziges Verbindungsmittel durch einen Ausschnitt
hindurcherstreckt.
Weiterhin kann es für die Funktion der Einrichtung besonders vorteilhaft
sein, wenn die Kraftspeicher des ersten Dämpfers, welche sich auf einem
größeren Durchmesser befinden als die Kraftspeicher des zweiten Dämpfers,
leichter sind, als diejenigen des zweiten. Dadurch kann deren Verformungs
widerstand unter Fliehkrafteinwirkung nochmals erhöht werden. Weiterhin
kann es günstig sein, wenn die Anzahl von Kraftspeichern des ersten Dämp
fers größer ist als die des zweiten Dämpfers, wobei es zweckmäßig sein
kann, wenn das Verhältnis der Anzahl von Kraftspeichern des ersten Dämp
fers zu der Anzahl von Kraftspeichern des zweiten Dämpfers eine ganze Zahl
ergibt. Dabei können doppelt so viele Kraftspeicher für den ersten Dämpfer
vorgesehen sein als für den zweiten Dämpfer.
Es können sodann in vorteilhafter Weise - in Umfangsrichtung gesehen - die
Kraftspeicher des ersten Dämpfers zu denen des zweiten zumindest annähernd
Lücke auf Lücke zueinander vorgesehen sein, das bedeutet, daß in Umfangs
richtung gesehen, die Kraftspeicher des ersten Dämpfers zwischen Kraft
speicher des zweiten Dämpfers angeordnet sind. Dabei kann es besonders
vorteilhaft sein, wenn die Verteilung der Kraftspeicher - in Umfangsrich
tung betrachtet - derart vorgenommen ist, daß zwischen zwei benachbarten
Kraftspeichern des zweiten Dämpfers zwei Kraftspeicher des ersten Dämpfers
vorgesehen sind. Durch eine derartige Anordnung der Kraftspeicher der
beiden Dämpfer können in vorteilhafter Weise radial über den Kraftspeich
ern des zweiten Dämpfers die Ausschnitte im Eingangsteil des ersten Dämp
fers vorgesehen werden, durch welche sich die Verbindungsmittel, welche
die platten- bzw. scheibenförmigen Ausgangsteile des ersten Dämpfers
miteinander verbinden, hindurcherstrecken. Weiterhin kann es zweckmäßig
sein, wenn radial innerhalb zweier benachbarter Kraftspeicher des ersten
Dämpfers und - in Umfangsrichtung gesehen - zwischen zwei Kraftspeichern
des zweiten Dämpfers die Ausschnitte für die Mittel zur Befestigung des
Ausgangsteiles des zweiten Dämpfers an der anderen Schwungmasse vorgesehen
sind. Die Ausschnitte können dabei innerhalb der radialen Erstreckung der
Kraftspeicher des zweiten Dämpfers vorgesehen sein.
Für manche Anwendungsfälle kann es vorteilhaft sein, wenn das flanscharti
ge Eingangssteil des ersten Dämpfers auf dem flanschartigen Ausgangsteil
des zweiten Dämpfers zentriert ist. Für andere Anwendungsfälle kann es
jedoch auch vorteilhaft sein, wenn das Eingangsteil des ersten Dämpfers
auf dem Ausgangsteil der Rutschkupplung zentriert ist, welches seinerseits
auf der einen Schwungmasse zentriert ist.
Letztere Zentrierungsart hat den Vorteil, daß die aufeinander gleitenden
Zentrierflächen weniger beansprucht werden, da zwischen diesen Flächen nur
dann eine Relativbewegung erfolgt, wenn die Reibeinrichtung wirksam ist,
das bedeutet also, nur bei größeren Momentungleichförmigkeitsgraden oder
bei Übergang von Zug- auf Schubbetrieb oder umgekehrt. Kleinere Momenten
ungleichförmigkeitsgrade bzw. Schwingungsausschläge zwischen den beiden
Schwungmassen werden durch die in Reihe geschalteten Dämpfer filtriert.
Dadurch kann der Verschleiß im Bereich der Zentrierung des Eingangsteiles
des ersten Dämpfers wesentlich reduziert werden.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn die Kraftspeicher der beiden
Dämpfer axial zumindest annähernd auf gleicher Höhe angeordnet sind.
Zur Verbesserung der Dämpfungskapazität der Einrichtung sowie Vermeidung
von Anschlaggeräuschen kann es von Vorteil sein, wenn die rückstellkraft
freie Reibeinrichtung vor Erreichen ihres möglichen Verdrehwinkels aus
Kraftspeichern gebildete Anschläge besitzt.
Durch die vorbeschriebenen baulichen und funktionellen Merkmale kann eine
im Aufbau und in der Herstellung besonders einfache Dämpfungseinrichtung
gebildet werden, bei der die verschiedenen Eingangs- und Ausgangsteile
praktisch aus ebenen plattenförmigen Bauteilen bestehen können.
Anhand der Fig. 1 bis 4 sei die Erfindung näher erläutert.
Dabei zeigt:
Fig. 1 eine im Schnitt dargestellte Einrichtung gemäß der Erfindung,
Fig. 2 einen Schnitt gemäß der Linie II-II der Fig. 1, wobei einzelne
für das Verständnis der Funktion nicht wesentliche Merkmale der Klarheit
halber nicht dargestellt wurden.
Fig. 3 ein Detail der erfindungsgemäßen Einrichtung gemäß Fig. 1 und
2.
Fig. 4 ein Diagramm, in dem auf der Abszissenachse der Verdrehwinkel
zwischen den beiden Schwungmassen und auf der Ordinatenachse das von
der Einrichtung übertragbare Moment aufgetragen ist.
Die in den Fig. 1 und 2 dargestellte Einrichtung 1 zum Kompensieren
von Drehstößen besitzt 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 schaltbare
Reibungskupplung 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 die Betätigung der Reibungskupplung 7 kann die
Schwungmasse 4 und somit auch das Schwungrad 2 der Getriebeeingangs
welle 10 zu- und abgekuppelt werden. Zwischen der Schwungmasse 3 und
der Schwungmasse 4 sind zwei in Reihe geschaltete federnde Dämpfer
13, 14 sowie eine mit diesen in Reihe geschaltete Reibeinrichtung 15
vorgesehen, welche bei Überschreitung des von ihr übertragbaren Min
destreibmomentes eine begrenzte Relativverdrehung zwischen den beiden
Schwungmassen 3 und 4 ermöglicht. Weiterhin ist eine in Reihe mit der
Reibeinrichtung 15 geschaltete Rutschkupplung 16 im Kraftübertragungs
weg zwischen den Schwungmassen 3, 4 vorgesehen.
Die beiden Schwungmassen 3 und 4 sind relativ zueinander über eine
Lagerung 17 verdrehbar gelagert. Die Lagerung 17 umfaßt ein Wälzlager
in Form eines einreihigen Schrägkugellagers 18 mit geteiltem Innen
ring. Der äußere Lagerring 19 des Wälzlagers 18 ist in einer Bohrung
20 der Schwungmasse 4 und der innere Lagerring 21 des Wälzlagers 18
ist auf einem zentralen, sich axial von der Kurbelwelle 5 weg er
streckenden und in die Bohrung 20 hineinragenden zylindrischen Zapfen
22 der Schwungmasse 3 angeordnet.
Der innere Lagerring 21 ist axial durch eine Sicherungsscheibe 23
gesichert, die auf der Stirnseite des Zapfens 22 befestigt ist.
Das Lager 18 ist gegenüber der Schwungmasse 4 axial gesichert, indem
es axial zwischen einer Schulter 24 der Schwungmasse 4 und der Scheibe
25, welche mit der Schwungmasse 4 fest ist, eingespannt ist.
Die Schwungmasse 3 besitzt radial außen einen axialen ringförmigen
Fortsatz 26, radial innerhalb dessen die in Umfangsrichtung federnden
Dämpfer 13, 14, die radial weiter außen vorgesehene und die Dämp
fer 13, 14 umgebende Reibeinrichtung 15 sowie die radial noch weiter
außen angeordnete Rutschkupplung 16, welche die Reibeinrichtung 15
umgreift, aufgenommen sind. Die Reibeinrichtung 15 und die Rutsch
kupplung 16 sind radial übereinander und koaxial sowie zumindest
annähernd auf gleicher axialer Höhe angeordnet. Die Rutschkupplung 16
besitzt zwei im axialen Abstand zueinander vorgesehene ringförmige
Reibflächen 27, 28, die drehfest mit der Schwungmasse 3 sind und über
die das von der Brennkraftmaschine erzeugte Moment in die Rutschkupp
lung 16 eingeleitet wird. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel
ist die Reibfläche 28 unmittelbar an die Schwungmasse 3 angeformt,
wohingegen die Reibfläche 27 von einer Scheibe 29 getragen wird. Die
Scheibe 29 besitzt an ihrer äußeren Peripherie radiale Vorsprünge 30,
die zur Drehsicherung der Scheibe 29 gegenüber der Schwungmasse 3 in
entsprechend angepaßte Ausbuchtungen bzw. Ausnehmungen 31 radial ein
greifen. Die Ausbuchtungen 31 und die Vorsprünge 30 sind derart aus
gestaltet bzw. aufeinander abgestimmt, daß eine axiale Verlager
möglichkeit der Scheibe 29 gegenüber der Schwungmasse 3 und somit auch
gegenüber der Reibfläche 28 ermöglicht ist. Axial zwischen den beiden
Reibflächen 27 und 28 ist eine Zwischenscheibe 32 eingespannt, welche
das Ausgangsteil der Rutschkupplung 16 bildet. Hierfür stützt sich
eine Tellerfeder 33 mit ihrem radial äußeren Randbereich 34 axial an
dem ringförmigen Fortsatz 26 ab und beaufschlagt mit radial weiter
innen liegenden Bereichen 35 die Reibscheibe 29 axial in Richtung der
Reibfläche 27. Zwischen der Zwischenscheibe 32 und den beiden Reib
flächen 27, 28 sind Reibbeläge 36, 37 vorgesehen, über die das von der
Rutschkupplung 16 übertragbare Moment geleitet wird.
Sofern es sich um kreisringförmige geschlossene Reibbeläge 36, 37
handelt, können diese lose zwischen die Zwischenscheibe 32 und die
jeweilige Reibfläche 27, 28 eingelegt werden.
Die axial vorgespannte Tellerfeder 33 besitzt einen äußeren kreis
ringförmigen Bereich 38, von dem radial nach innen verlaufende Zun
gen 39 ausgehen, welche mit Bereichen 35 die Scheibe 29 beaufschlagen.
Die Tellerfederzungen 39 sind derart abgekröpft, daß sie ausgehend vom
kreisringförmigen Bereich 38 über einen Abschnitt 40, in Achsrichtung
der Einheit 1 betrachtet, zunächst sehr steil verlaufen. Anschließend
an den Abschnitt 40 sind die Tellerfederzungen 39 zur Bildung der
Abstützbereiche 35 nochmals abgebogen, wodurch gleichzeitig Zungenbe
reiche 41 gebildet werden, die axial gegenüber dem geschlossenen
kreisförmigen Bereich 38 versetzt sind.
Der Fortsatz 26 der Schwungmasse 3 besitzt, in Achsrichtung betrach
tet, einen verschmälerten Endbereich 26 a, in dessen radial innere
Mantelfläche eine radiale Nut 42 eingebracht ist. In dieser radialen
Nut 42 ist ein Sicherungsring 43 aufgenommen, der radial nach innen
übersteht und an dem sich die Tellerfeder 33 mit ihren radial äußeren
Bereichen 34 abstützt.
Die radial weiter innen liegende Reibeinrichtung 15, welche wir
kungsmäßig zwischen der Rutschkupplung 16 und dem radial äußeren
Dämpfer 13 angeordnet ist, besitzt zwei in axialem Abstand zueinander
vorgesehene ringförmige Reibflächen 44, 45, die drehfest mit der
Schwungmasse 3 sind und über die zumindest ein Teil des von der Brenn
kraftmaschine erzeugten Momentes in den Dämpfer 13 einleitbar ist. Bei
dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Reibfläche 44 von dem
radial inneren Randbereich der Scheibe 29 gebildet, so daß diese
Scheibe 29 sowohl der Reibeinrichtung 15 als auch der Rutschkupplung
16 zugeordnet ist, da sie mit ihrem radial weiter außen liegenden
Randbereich ebenfalls die Reibfläche 27 der Rutschkupplung 16 bildet.
Die Reibfläche 45 ist von einer Reibscheibe bzw. von einem Ring 46
getragen. Die Scheibe 46 besitzt an ihrer äußeren Peripherie axiale
Vorsprünge 47, die zur Drehsicherung der Scheibe 46 gegenüber der
Schwungmasse 3 in entsprechend angepaßte Ausnehmungen 48 axial ein
greifen. Die Ausnehmungen 48 und die Vorsprünge 47 sind derart aus
gestaltet bzw. aufeinander abgestimmt, daß eine axiale Verlagermög
lichkeit der Scheibe 46 gegenüber der Schwungmasse 3 und somit auch
gegenüber der Reibfläche 44 ermöglicht ist. Axial zwischen den beiden
Reibflächen 44, 45 bzw. den Scheiben 29, 46 ist eine Zwischenscheibe 49
eingespannt, welche das Ausgangsteil der Reibeinrichtung 15 bildet.
Hierfür stützt sich eine Tellerfeder 50 mit ihrem radial äußeren
Randbereich axial an dem radialen Flansch 3 a der Schwungmasse 3 ab und
beaufschlagt mit radial weiter innen liegenden Bereichen die Reib
scheibe 46 axial in Richtung der Reibfläche 44. Zwischen der Zwischen
scheibe 49 und den beiden Reibflächen 44, 45 bzw. den Scheiben 29, 46
sind Reibbeläge 51, 52 vorgesehen, welche mit den Reibbelägen 36, 37
einstückig sein können. Über diese Reibbeläge 51, 52 wird das von der
Reibeinrichtung 15 übertragbare Moment geleitet.
Wie aus Fig. 1 ersichtlich ist, sind die Reibflächen 28 und 45 einer
seits, sowie die Reibflächen 27, 44 andererseits zumindest annähernd in
einer gleichen radialen Ebene angeordnet. Radial innerhalb der Reib
fläche 28 besitzt die Schwungmasse 3 einen Rücksprung bzw. eine kreis
ringartige Vertiefung 53, in der die Scheibe 46 sowie die Tellerfeder
50 axial aufgenommen sind.
Die sich an der Schwungmasse 3 abstützenden Tellerfedern 33, 50 sind
axial derart verspannt, daß die von ihnen auf die Rutschkupplung 16
bzw. die Reibeinrichtung 15 ausgeübten Axialkräfte entgegengerichtet
sind, das bedeutet also, daß die beiden Tellerfedern 33 und 50 in
Achsrichtung gegeneinander verspannt sind. Die Tellerfedern 33 und 50
sind dabei derart ausgestaltet, daß die von der Tellerfeder 33 infolge
der Verspannung ihres Grundkörpers aufgebrachte axiale Grundkraft
größer ist als die Axialkraft, welche die Tellerfeder 50 aufbringt.
Dadurch wird sichergestellt, daß auch bei sehr niedrigen Drehzahlen
die äußere Rutschkupplung 16 axial verspannt bleibt und somit wirksam
ist.
Zwischen den Zwischenscheiben 32 und 49 ist eine begrenzte Relativ
verdrehung möglich. Hierfür weist der radiale äußere Zwischenflansch
32 radial nach innen weisende, zahnartige Vorsprünge 54 auf, welche
mit Umfangsspiel in Ausschnitte 55 eingreifen, welche am Außenumfang
der radial inneren Zwischenscheibe 49 eingebracht sind. Wie aus Fig.
2 zu entnehmen ist, liegt der mögliche Relativverdrehwinkel zwischen
den beiden Zwischenscheiben 32 und 49 in der Größenordnung von 25
Grad.
Die das Ausgangsteil der Reibeinrichtung bildende Zwischenscheibe 49
stellt gleichzeitig das flanschartige Eingangsteil für den radial
äußeren federnden Dämpfer 13 dar. Der Dämpfer 13 besitzt weiterhin ein
Paar von Scheiben 57, 58 die beidseits der Zwischenscheibe 49 angeord
net sind und über Abstandsbolzen 59 in axialem Abstand miteinander
drehfest verbunden sind. Diese beiden Scheiben 57, 58 bilden sowohl das
Ausgangsteil des äußeren Dämpfers 13 als auch das Eingangsteil für den
radial innen liegenden Dämpfer 14, der in Reihe mit dem Dämpfer 13
geschaltet ist.
In den Scheiben 57 und 58 sowie in den zwischen letzteren liegenden
Bereichen der Zwischenscheibe 49 sind Ausnehmungen 60, 61, 62 einge
bracht, in denen Kraftspeicher in Form von Schraubenfedern 63 aufge
nommen sind. Die Kraftspeicher 63 wirken einer relativen Verdrehung
zwischen der Zwischenscheibe 49 und den beiden Seitenscheiben 57, 58
entgegen.
Axial zwischen den Seitenscheiben 57, 58 und radial innerhalb der das
Eingangsteil des radial äußeren Dämpfers bildenden Zwischenscheibe 49
ist ein weiteres scheiben- bzw. flanschartiges Bauteil 64 vorgesehen,
welches das Ausgangsteil des radial inneren Dämpfers 14 bildet. Das
flanschartige Bauteil 64 ist über Abstandsbolzen 65 mit der Schwung
masse 4 drehfest verbunden. Diese Abstandsbolzen 65 dienen gleich
zeitig zur Befestigung der Scheibe 25 an der Schwungmasse 4.
In den Scheiben 57 und 58 sowie in den zwischen diesen liegenden
Bereichen des flanschartigen Bauteiles 64 sind Ausnehmungen 66, 67, 68
eingebracht, welche radial weiter innen liegen als die Ausnehmungen
60, 61, 62, in denen die Kraftspeicher 63 vorgesehen sind. In diesen
Ausnehmungen 66, 67, 68 sind Kraftspeicher in Form von Schraubenfedern
69 aufgenommmen, die einer relativen Verdrehung zwischen den das
Eingangsteil des inneren Dämpfers 14 bildenden Seitenscheiben 57, 58
und dem das Ausgangsteil dieses Dämpfers 14 bildenden flanschartigen
Bauteil 64 entgegenwirken.
Wie insbesondere aus Fig. 1 zu entnehmen ist, befindet sich das
flanschartige Bauteil 64 auf gleicher axialer Höhe wie die Zwischen
scheibe 49, welche das Eingangsteil des äußeren Dämpfers 13 bildet, so
daß die Zwischenscheibe 49 mit ihrer radial inneren zylindrischen
Mantelfläche auf der äußeren zylindrischen Mantelfläche des flansch
artigen Bauteiles 64 zentriert werden kann. Diese Zentrierung ist in
den Figuren mit 70 gekennzeichnet.
Die Zwischenscheibe 32, welche das Ausgangsteil der Rutschkupplung 16
bildet, ist über ihre radial äußere zylindrische Mantelfläche 71
(Fig. 2) an einer inneren zylindrischen Mantelfläche 72 (Fig. 1) des
axialen Fortsatzes 26 zentriert.
Die Bolzen 59, welche die beiden Seitenscheiben 57 und 58 axial mit
einander verbinden, sind - in radialer Richtung betrachtet - im Er
streckungsbereich der Kraftspeicher 63 des radial äußeren Dämpfers
angeordnet. Die Abstandsbolzen 59 erstrecken sich axial durch in
Umfangsrichtung längliche Ausnehmungen 73, welche in die Zwischen
scheibe 49 eingebracht sind. Der von dem radial äußeren Dämpfer 13
zugelassene Winkelausschlag zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4
wird durch Anschlag der Abstandsbolzen 59 an den in Umfangsrichtung
betrachteten Endkonturen der Ausnehmungen 73 begrenzt.
Wie insbesondere aus Fig. 2 zu entnehmen ist, weist der äußere Dämp
fer 13 doppelt so viele Federn auf, nämlich zehn, als der innere
Dämpfer 14, nämlich fünf. Die Federn 63 des äußeren Dämpfers 13 sind
dabei jeweils paarweise über den Umfang gleichmäßig verteilt, wobei
jeweils zwischen zwei aufeinander folgenden Paaren von Federn 63
Ausnehmungen 73 bzw. ein Abstandsbolzen 59 vorgesehen ist. Radial
außerhalb der Ausnehmungen 73 bzw. in Umfangsrichtung betrachtet
zwischen jeweils zwei aufeinanderfolgenden Paaren von Federn 63 sind
die Ausschnitte 55 vorgesehen.
Radial innerhalb der Ausnehmungen 73 und - in Umfangsrichtung betrach
tet - jeweils zwischen zwei aufeinanderfolgenden Paaren von Federn 63
ist eine Feder 69 des radial inneren Dämpfers vorgesehen.
Die Verbindungs- bzw. Abstandsbolzen 65 sind - in Umfangsrichtung
betrachtet - jeweils zwischen zwei aufeinanderfolgenden Federn 69 des
inneren Dämpfers 14 und - ebenfalls in Umfangsrichtung betrachtet -
zwischen zwei Federn 63 eines der in Umfangsrichtung gleichmäßig
verteilten Paaren von Federn 63 angeordnet sowie im radialen Er
streckungsbereich der Federn 69 mit dem Ausgangsteil 64 des Dämp
fers 14 vernietet. Die Abstandsbolzen 65 weisen jeweils einen Ab
standsschaft 65 a auf, der sich axial durch eine in Umfangsrichtung
länglich ausgebildete Ausnehmung 74 erstreckt, welche in der axial
zwischen der Schwungmasse 4 und dem Bauteil 64 vorgesehene Seiten
scheibe 58 eingebracht ist. Der durch den inneren Dämpfer 14 zwischen
den beiden Schwungmassen 3, 4 zugelassene Verdrehwinkel wird durch
Anschlag der Abstandsbolzen 65 an den in Umfangsrichtung betrachteten
Endkonturen der länglichen Ausnehmungen 74 begrenzt. Die axial
zwischen dem Flansch 3 a und den Zwischenscheiben 49, 64 vorgesehene
Seitenplatte 57 weist ebenfalls längliche Ausnehmungen 74 a auf, in
welche die Nietköpfe 65 b der Abstandsbolzen 65 sich axial hineiner
strecken.
Die Kraftspeicher 63 des radial äußeren Dämpfers 13 sind leichter als
die Kraftspeicher 69 des radial inneren Dämpfers 14, welche sich an
den beiden Seitenscheiben 57, 58 und an dem scheibenartigen Bauteil 64
radial abstützen.
Aufgrund des vorbeschriebenen Aufbaus der Dämpfungseinrichtung sind
weiterhin die Kraftspeicher 63 und die Kraftspeicher 69 der beiden
Dämpfer zumindest annähernd auf gleicher axialer Höhe angeordnet.
Weiterhin sind sowohl die Kraftspeicher 63 in in Umfangsrichtung
zumindest annähernd gleich langen Ausnehmungen 60, 61, 62 als auch die
Kraftspeicher 69 des inneren Dämpfers 14 in zumindest annähernd in
Umfangsrichtung gleich langen Ausnehmungen 66, 67, 68 aufgenommen, so
daß beide Dämpfer 13, 14, zum Beispiel ausgehend von der in Fig. 2
dargestellten Stellung zumindest annähernd gleichzeitig einsetzen.
Die beiden Dämpfer 13, 14 besitzen ein zumindest annähernd gleiches
Anschlagmoment, das bedeutet, daß die Bolzen 59 und 65 zumindest
annähernd gleichzeitig an den entsprechenden Endkonturen der Ausneh
mungen 73, 74 zur Anlage kommen.
Zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 ist weiterhin eine Reib
einrichtung 75 wirksam, die mit den Schraubenfedern 63 und 69 der
beiden Dämpfer 13, 14 parallel geschaltet ist. Die Reibeinrichtung 75
weist einen Reibring 76 auf, der zwischen einer Abstützfläche 77 des
radialen Flansches 3 a der Schwungmasse 3 und der die beiden Federsätze
63, 69 in Reihe schaltenden Seitenscheibe 57 axial eingespannt ist. Zur
Zentrierung des Reibringes 76 kann dieser entweder auf die Abstütz
fläche 77 oder auf die Seitenscheibe 57 aufgeklebt sein. Es können
aber auch entweder am Flansch 3 a der Schwungmasse 3 oder an der
Seitenscheibe 57 radiale Abstützbereiche vorgesehen werden, über die
der Reibring 76 zentriert wird. Derartige Abstützbereiche könnten bei
spielsweise durch eine an den radialen Flansch 3 a der Schwungmasse 3
angedrehte Schulter gebildet werden, welche den Reibring 76 entweder
radial innen teilweise über seine axiale Erstreckung untergreift oder
radial außen teilweise übergreift.
Wie aus Fig. 3 ersichtlich ist, weist die Scheibe 25 an ihrem Außen
umfang einteilig angeformte Arme 25 a auf, welche sich in Umfangs
richtung erstrecken. Die Arme 25 a sind in axialer Richtung federnd
elastisch und gegenüber dem Grundkörper 25 b der Scheibe 25 in axialer
Richtung derart ausgebildet, daß zumindest deren Endbereiche, auf
denen Reibbeläge 78 befestigt sind, in axialer Richtung gegenüber dem
Grundkörper 25 b axial versetzt sind. Beim Zusammenbau der Einrichtung
1 werden die Arme 25 a in axialer Richtung verspannt, wodurch
einerseits die Reibbeläge 78 in Reibeingriff mit der Seitenscheibe 58
kommen und andererseits diese Seitenscheibe 58 und somit auch die mit
dieser über die Abstandsbolzen 59 verbundene Seitenscheibe 57 in
Richtung des radialen Flansches 3 a gedrängt werden, wodurch wiederum
der Reibring 76 axial verspannt wird. Die von den federnden Armen 25 a
zwischen den beiden Schwungmassen 3, 4 aufgebrachte axiale
Verspannkraft wird über das Lager 18 abgefangen.
Wie aus Fig. 2 weiterhin hervorgeht, sind die die beiden Seitenschei
ben 57, 58 miteinander verbindenden Abstandsbolzen 59 in bezug auf die
radial außen liegenden Federn 63 und die radial innen liegenden Federn
69 derart angeordnet, daß die von den Federn 63 und 69 - aufgrund der
auf sie einwirkenden Fliehkraft - auf die beiden Scheiben 57, 58 ausge
übten Momente in bezug auf die Befestigungsbereiche an den Bolzen 59
entgegengerichtet sind. Dies ist insbesondere dadurch ersichtlich, daß
die Verbindungslinie 79 zwischen zwei benachbarten Bolzen 59 - in
radialer Richtung betrachtet - zwischen den radial äußeren Federn 63
und den radial innen liegenden Federn 69 verläuft.
Durch eine derartige Anordnung der Abstandsbolzen 59 in bezug auf die
äußeren Federn 63 und die inneren Federn 69 kann sichergestellt wer
den, daß die Seitenscheiben 57, 58 keine wesentliche Topfung bzw.
konische Verformung aufgrund der von den Federn 63, 69 - infolge der
auf sie einwirkenden Zentrifugalkraft - auf die Seitenscheiben 57, 58
ausgeübten Axialkraft erfahren.
Im folgenden sei die Funktion der Einrichtung gemäß den Figuren an
hand des in Fig. 4 dargestellten Diagramms näher erläutert.
In diesem Diagramm ist auf der Abszissenachse der Verdrehwinkel
zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 und auf der Ordinatenachse
das von der Reibeinrichtung 15 und der Rutschkupplung 16 sowie den
beiden federnden Dämpfern 13, 14 übertragbare Moment aufgetragen. Dabei
ist zu berücksichtigen, daß das von der Rutschkupplung 16 übertragbare
Moment infolge der Fliehkraftabhängigkeit variabel ist. Weiterhin wird
bei Fig. 4 davon ausgegangen, daß die Vorsprünge 54 der Zwischen
scheibe 32 an einer End- bzw. Anschlagkontur der Ausschnitte 55 der
Zwischenscheibe 49 bei Beginn der Relativverdrehung zwischen den
beiden Schwungmassen 3 und 4 anliegen und somit der gesamtmögliche
Relativverdrehwinkel zwischen den beiden Zwischenscheiben 32 und 49
durchfahren wird.
Ausgehend von der Ruheposition 80 der beiden Schwungmassen 3 und 4
werden bei einer Relativverdrehung zwischen diesen beiden Schwungmas
sen 3 und 4 die Schraubenfedern 63 des Dämpfers 13 und die in Reihe
mit diesen geschalteten Schraubenfedern 69 des Dämpfers 14 komprimiert
und zwar so lange, bis das von ihnen aufgebrachte Moment das Rutschmo
ment der Reibeinrichtung 15 überwinden kann. Dies ist der Fall bei
Überschreitung des Verdrehwinkelbereiches 81 zwischen den beiden
Schwungmassen 3 und 4. Bei Fortsetzung der Verdrehung in die gleiche
Richtung rutscht die Reibeinrichtung 15 durch und zwar so lange, bis
die Vorsprünge 54, an den in der entsprechenden Drehrichtung gegenü
berliegenden Endbereichen der Ausschnitte 55 zum Anschlag kommen.
Dieser mögliche Durchrutschwinkel der Reibeinrichtung 15 ist in Fig.
4 durch den Verdrehwinkelbereich 82 dargestellt. Dieser Verdrehwinkel
bereich 82 kann je nach den gestellten Anforderungen beliebig variiert
werden. Für die meisten Anwendungsfälle ist es jedoch zweckmäßig, wenn
dieser Verdrehwinkel 82 in der Größenordnung zwischen 10 und 120 Grad
liegt. Wie bereits vorerwähnt, beträgt dieser Verdrehwinkel 82 bei dem
in Fig. 2 dargestellten Ausführungsbeispiel 25 Grad.
Bei Fortsetzung der Verdrehung in die gleiche Richtung und Überschrei
tung des Bereiches 82 werden infolge des durch die Rutschkupplung 16
übertragbaren höheren Reibmomentes die Schraubenfedern 63 und 69 der
in Reihe geschalteten Dämpfer 13,14 weiter komprimiert und zwar so
lange, bis nach Durchfahren eines Verdrehwinkelbereiches 83 die Bolzen
59 und 65 in der entsprechenden Drehrichtung an den Endbereichen der
ihnen zugeordneten Ausnehmungen 73 und 74 zur Anlage kommen, so daß
dann die federnden Dämpfer 13 und 14 keine weitere Relativverdrehung
zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 zulassen.
Wie bereits erwähnt, ist es zweckmäßig, wenn das Anschlagmoment der
beiden in Reihe geschalteten Dämpfer 13, 14 zumindest annähernd gleich
ist, das bedeutet, daß die Bolzen 59 und 65 zumindest annähernd
gleichzeitig an den entsprechenden Endkonturen der Ausnehmungen 73, 74
zur Anlage kommen. Eine weitere Relativverdrehung zwischen den beiden
Schwungmassen 3 und 4 ist dann nur möglich, wenn das von der Brenn
kraftmaschine an die Schwungmasse 3 abgegebene Moment, z.B. infolge
von hohen Ungleichförmigkeitsspitzen, größer ist als das von der
Rutschkupplung 16 übertragbare Moment. Dieses Moment ist - wie bereits
vorerwähnt - abhängig von der Drehzahl der Brennkraftmaschine und in
Fig. 4 mit 84 bezeichnet. Bei der dargestellten Kennlinie ist das
Rutschmoment 84 der Rutschkupplung 16 größer als das Moment 85, bei
dem die Dämpfer 13, 14 auf Anschlag gehen, das heißt also überbrückt
werden. Es kann jedoch zweckmäßig sein, wenn bis zu einer bestimmten
Drehzahl das von der Rutschkupplung 16 übertragbare Moment geringer
ist als das Moment, bei dem die beiden Dämpfer 13, 14 auf Block gehen.
Bei Überschreitung des von der Rutschkupplung 16 übertragbaren Momen
tes sind beide Schwungmassen 3 und 4 unbegrenzt relativ zueinander
verdrehbar, das bedeutet also, daß zwischen diesen beiden Schwungmas
sen 3, 4 dann kein Anschlag vorhanden ist, der die relative Verdrehung
begrenzt.
Für das dargestellte Ausführungsbeispiel entspricht das in Fig. 4
eingetragene Rutschmoment 84 der Rutschkupplung 16 dem kleinsten von
der Rutschkupplung 16 übertragbaren Moment, das bedeutet, daß dieses
Moment 84 von der Rutschkupplung 16 auch bei Stillstand der Brenn
kraftmaschine übertragen werden kann.
Das kleinste von der Rutschkupplung übertragbare Moment sollte
zwischen 80 und 300% des Nominaldrehmomentes der Brennkraftmaschine
betragen. Das effektiv erforderliche Mindestrutschmoment ist abhängig
vom Einsatzfall und von den Laufcharakteristiken der Brennkraft
maschine. Für die weitaus meisten Anwendungsfälle ist ein Rutschmoment
84 der Rutschkupplung zwischen 130 und 250% des Nominaldrehmomentes
der Brennkraftmaschine angebracht.
Das von der Reibeinrichtung 15 übertragbare Moment liegt zweckmäßiger
weise in der Größenordnung von 30 bis 90% des Nominaldrehmomentes der
Brennkraftmaschine. Der effektiv zu wählende Wert ist hier ebenfalls
wiederum abhängig vom Einsatzfall und von den Laufcharakteristiken der
Brennkraftmaschine. Für die weitaus meisten Anwendungsfälle ist ein
Reibmoment der Einrichtung 15 in der Größenordnung zwischen 40 und 80%
des Nominaldrehmomentes der Brennkraftmaschine angebracht.
Wie aus der vorangegangenen Beschreibung hervorgeht, wird der Relativ
verdrehwinkel zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4, in dem eine
federnde Rückstellkraft zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4
wirksam ist, in zwei Teilbereiche aufgeteilt, die jeweils von einem
der Dämpfer 13, 14 übernommen werden. Durch diese Aufteilung wird die
relative Bewegung der Federn 63, 69 in bezug auf die sie führenden bzw.
beaufschlagenden Bauteile, nämlich die Zwischenscheibe 49 und die
beiden Seitenscheiben 57, 58 für die Federn 63 sowie das flanschartige
Bauteil 64 sowie die beiden Seitenscheiben 57, 58 für die Federn 69,
reduziert. Diese Reduzierung bewirkt, daß auch der Verschleiß an den
Kontaktbereichen zwischen den Federn 63, 69 und den Seitenscheiben
57, 58 sowie den Zwischenscheiben 49, 64 wesentlich reduziert wird.
In Fig. 4 ist weiterhin strichliert ein möglicher Momentenverlauf 86
angedeutet, welcher von der Rutschkupplung 16 mit zunehmender Drehzahl
der Brennkraftmaschine übertragen werden kann.
Wie in Fig. 2 schematisch dargestellt ist, können zwischen den Anschlag
endbereichen der Ausschnitte 55 des Ausgangsteiles 49 der Reibeinrichtung
15 und den Anschlagseitenflanken der Zähne 54 des Ausgangsteiles 32 der
Rutschkupplung 16 Kraftspeicher 87 vorgesehen sein, die einen zu harten
Anschlag zwischen den beiden Ausgangsteilen 32 und 49 vermeiden. Die
Wirkung derartiger Kraftspeicher bzw. federnden Anschläge wurde im Dia
gramm gemäß Fig. 4 nicht berücksichtigt.
Weiterhin wurde in Fig. 4 das durch die Reibeinrichtung, welche parallel
zu den Dämpfern 13 und 14 wirksam ist, erzeugte Reibmoment nicht berück
sichtigt.
Claims (26)
1. Dämpfungseinrichtung im Kraftübertragungsweg zwischen zwei relativ
zueinander verdrehbaren Schwungmassen, von denen die eine mit der
Abtriebswelle einer Brennkraftmaschine und die andere mit der Ein
gangswelle eines Getriebes verbindbar ist, dadurch gekennzeichnet,
daß die Dämpfungseinrichtung enthält:
- - eine über eine im Verdrehwinkel begrenzte und zumindest über einen Teilbereich desselben rückstellkraftfreie Reibeinrichtung in Reihe mit
- - mindestens zwei untereinander in Reihe geschalteten Dämpfern.
2. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß
zustätzlich eine in Reihe mit der Reibeinrichtung geschaltete
Rutschkupplung vorgesehen ist.
3. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß
jeder der in Reihe geschalteten Dämpfer einen Satz Kraftspeicher und
wenigstens einer eine Reibeinrichtung enthält.
4. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch
gekennzeichnet, daß die Dämpfer von einer neutralen Stellung aus
gesehen zumindest annähernd gleichzeitig einsetzen.
5. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch
gekennzeichnet, daß die Dämpfer unterschiedliche Anschlagmomente
besitzen.
6. Dämpfungseinrichtung nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 4,
dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfer ein zumindest annähernd
gleiches Anschlagmoment besitzen.
7. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch
gekennzeichnet, daß - im Kraftfluß vom Motor in das Getriebe ge
sehen - das Moment von der einen Schwungmasse mittels Reibringen
über die Rutschkupplung leitbar ist, wobei das Ausgangsteil der
Rutschkupplung in formschlüssigen Eingriff bringbar ist mit dem
Ausgangsteil der Reibeinrichtung, welches zugleich das Eingangsteil
des einen, ersten, der in Reihe geschalteten Dämpfer ist.
8. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch
gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des ersten Dämpfers über Kraft
speicher mit dem Ausgangsteil des ersten Dämpfers kraftschlüssig
verbindbar ist und dieses Ausgangsteil zugleich das Eingangsteil des
zweiten der in Reihe geschalteten Dämpfer ist.
9. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch
gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des zweiten Dämpfers über
Kraftspeicher mit dem Ausgangsteil des zweiten Dämpfers kraftschlüs
sig verbindbar ist und dieses Ausgangsteil fest mit der anderen
Schwungmasse verbunden ist und die Verbindungsmittel im Bereich der
radialen Erstreckung der Kraftspeicher dieses Dämpfers vorgesehen
sind.
10. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch
gekennzeichnet, daß das Ausgangsteil der Rutschkupplung radial
außerhalb des das Eingangsteil des ersten der in Reihe geschalteten
Dämpfer bildenden und einstückig mit dem als Ausgangsteil der Reib
einrichtung ausgebildeten Bauteiles ist.
11. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch
gekennzeichnet, daß das Ausgangsteil der Rutschkupplung und das
Eingangsteil des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer scheiben-
bzw. plattenartig ausgebildet und axial auf zumindest annähernd
gleicher Höhe vorgesehen sind.
12. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch
gekennzeichnet, daß beidseits des Eingangsteiles des ersten der in
Reihe geschalteten Dämpfer je ein scheiben- bzw. plattenförmiges
Ausgangsteil des ersten Dämpfers 13, welches gleichzeitig ein Ein
gangsteil des zweiten der in Reihe geschalteten Dämpfer bildet,
vorgesehen
ist und axial dazwischen das scheiben- bzw. plattenförmige Aus
gangsteil des zweiten der in Reihe geschalteten Dämpfer vorgesehen
ist.
13. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch
gekennzeichnet, daß sowohl das Ausgangsteil der Rutschkupplung, das
Ausgangsteil der Reibeinrichtung - welches gleichzeitig das Ein
gangsteil des ersten Dämpfers ist - und das Ausgangsteil des zweiten
Dämpfers - radial übereinander vorgesehen sind.
14. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch
gekennzeichnet, daß sowohl das Ausgangsteil der Rutschkupplung, das
Ausgangsteil der Reibeinrichtung - welches das Eingangsteil des
ersten Dämpfers ist - und das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers
zumindest annähernd auf gleicher axialer Höhe vorgesehen sind.
15. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch
gekennzeichnet, daß die das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers mit
der anderen Schwungmasse verbindenden Verbindungsmittel axial das
eine der das Ausgangsteil des ersten der in Reihe geschalteten
Dämpfer bildenden scheiben- bzw. plattenförmigen Bauteile durch
jeweils einen in diesem vorgesehenen Ausschnitt durchdringen und
dieser Ausschnitt den Verdrehwinkel des zweiten Dämpfers bestimmt.
16. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch
gekennzeichnet, daß die platten- bzw. scheibenförmigen Ausgangteile
des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer durch Verbindungsmittel
miteinander verbunden sind, die sich axial jeweils durch einen im
Eingangsteil des ersten Dämpfers vorgesehenen Ausschnitt hindurch
erstrecken und daß dieser Ausschnitt den Verdrehwinkel des ersten
Dämpfers bestimmt.
17. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß
der Ausschnitt und das Verbindungsmittel innerhalb der radialen
Erstreckung der Kraftspeicher des ersten Dämpfers vorgesehen sind.
18. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch
gekennzeichnet, daß die Kraftspeicher des ersten Dämpfers leichter
sind als die des zweiten.
19. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch
gekennzeichnet, daß die Anzahl der Kraftspeicher des ersten Dämpfers
größer ist als die des zweiten Dämpfers.
20. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch
gekennzeichnet, daß - in Umfangsrichtung gesehen - die Kraftspeicher
des ersten Dämpfers zu denen des zweiten, Lücke auf Lücke zueinander
vorgesehen sind.
21. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch
gekennzeichnet, daß - in Umfangsrichtung gesehen - zwischen zwei
benachbarten Kraftspeichern des zweiten Dämpfers zwei Kraftspeicher
des ersten vorgesehen sind.
22. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 21, dadurch
gekennzeichnet, daß radial über den Kraftspeichern des zweiten Dämp
fers die Ausschnitte im Eingangsteil des ersten Dämpfers vorgesehen
sind.
23. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 22, dadurch
gekennzeichnet, daß radial innerhalb zweier benachbarter Kraft
speicher des ersten Dämpfers und - in Umfangsrichtung gesehen -
zwischen zwei Kraftspeichern des zweiten Dämpfers die Ausschnitte
für die Mittel zur Befestigung des Ausgangsteils des zweiten Dämp
fers vorgesehen sind.
24. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch
gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des ersten Dämpfers auf dem
Ausgangsteil des zweiten Dämpfers zentriert ist.
25. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch
gekennzeichnet, daß die Kraftspeicher der beiden Dämpfer axial
zumindest annähernd auf gleicher Höhe angeordnet sind.
26. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 25, dadurch
gekennzeichnet, daß die rückstellkraftfreie Reibeinrichtung vor
Erreichen ihres möglichen Verdrehwinkels aus Kraftspeichern gebil
dete Anschläge besitzt.
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