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Die
Erfindung betrifft eine Einrichtung zum Dämpfen von Schwingungen, insbesondere
im Antriebsstrang eines Fahrzeuges zwischen Motor und Getriebe,
mit mindestens zwei zueinander verdrehbar gelagerten Schwungradelementen,
zwischen denen Dämpfungsmittel
vorgesehen sind und wobei das erste Schwungradelement mit dem Motor
verbindbar ist und das zweite Schwungradelement über eine Kupplung, wie eine
Reibungskupplung mit dem Getriebe verbindbar ist.
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Derartige
Einrichtungen besitzen als Dämpfungsmittel
in der Regel zwischen den Schwungradelementen sowohl in Umfangsrichtung
wirksame Kraftspeicher, wie Schraubenfedern, die elastische Energie
speichern, als auch in Achsrichtung wirksame Kraftspeicher, die
im Zusammenwirken mit Reib- oder Gleitbelägen eine Reibung, das heißt eine
Hysterese bewirken, die parallel zu den in Umfangsrichtung wirkamen
Kraftspeichern geschaltet ist.
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Die
Massenträgheitsmomente
der Schwungradelemente und die zwischen diesen Elementen wirksamen
Dämpfungsmittel
sind dabei derart bemessen, daß die
kritische Grundfrequenz bzw. die kritische Drehzahl eines mit einer
solchen Dämpfungseinrichtung
ausgestatteten Antriebssystems unterhalb der Frequenz der Motorschwingungen
bei Betrieb des Motors oberhalb einer Grenzdrehzahl liegt.
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Um
einen einwandfreien Betrieb eines mit einem solchen Antriebssystems
ausgerüsteten
Fahrzeuges zu ermöglichen,
ist diese Grenzdrehzahl kleiner als die Leerlaufdrehzahl des Motors.
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Beim
An-und Abstellen des Motors kann jedoch in vielen Fällen die
kritische Drehzahl bzw. der kritische Drehzahlbereich nicht ausreichend
schnell durchfahren werden, um ein Aufschaukeln großer Schwingungsamplituden
zwischen den beiden Schwungradelementen infolge der auftretenden
Erregung zu vermeiden. Diese großen Schwingungsamplituden bzw.
die diese erzeugenden Wechseldrehmomente bewirken, daß die zwischen
den beiden Schwungradelementen in Umfangsrichtung wirkenden Kraftspeicher
soweit durchgedrückt
werden, bis die zwischen den beiden Schwungradelementen ebenfalls
vorgesehenen starren Anschläge
zur Begrenzung der Verdrehung in Tätigkeit treten. In diesen Zuständen kann
also die zwischen den beiden Schwungradelementen vorgesehene Dämpfungseinrichtung
ihre Funktion, nämlich
Stöße zu verhindern bzw.
zu dämpfen,
nicht mehr erfüllen.
Beim Auftreffen der harten Anschläge ergeben sich somit unzulässig hohe
und unüberhörbare Stoßbeanspruchungen,
die sowohl den Komfort eines mit einem solchen Antriebssystem ausgerüsteten Kraftfahrzeugs
mindern, also auch die Bauteile der Dämpfungseinrichtung sowie die
Wellen und Lager des Motors und des angekuppelten Getriebes gefährden.
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Weiterhin
können
Fahrzeuge, die mit einer Einrichtung der eingangs beschriebenen
Art ausgerüstet
sind, in vielen Fällen
auch in höheren
Getriebegängen
mit Motordrehzahlen unterhalb der Leerlaufdrehzahlen betrieben werden,
so daß es
vorkommen kann, da das Antriebssystem in den Resonanzbereich gelangt
und in diesem ausreichend lange verbleibt, damit sich Resonanzschwingungen
unzulässig
hoher Amplitude aufschaukeln können.
In diesem Resonanzbereich sind die zwischen den Schwungradelementen
auftretenden Wechseldrehmomente derart groß, daß sie die zwischen den Schwungradelementen
wirksamen Anschläge
bzw. die mit diesen Anschlägen
zusammenwirkenden Bauteile beschädigen
oder gar abscheren können,
wodurch die Dämpfungseinrichtuung
zerstört
wird.
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Die
DE 34 304 57 A1 offenbart
eine Einrichtung gemäß der eingangs
beschriebenen Art, wobei alle Federn des Dämpfers, zumindest im wesentlichen,
auf einem gleichen Ringbereich angeordnet sind bzw. die - in Umfangsrichtung
betrachtet – zwischen
den zuerst zur Wirkung kommenden Federn angeordneten Anschlagfedern
sind geringfügig
radial nach außen
versetzt, wobei jedoch eine radiale Überschneidung zwischen den
zuerst zur Wirkung kommenden Federn und den Anschlagfedern vorhanden ist.
Eine derartige Ausgestaltung hat den Nachteil, daß die Anschlagfedern
lediglich verhältnismäßig kurz
ausgebildet werden können,
so daß deren
Wirkung begrenzt ist bzw. die Anschlagfedern Bauraum in Anspruch
nehmen, der für
die zuerst zur Wirkung kommenden Federn nicht mehr zur Verfügung steht.
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Durch
die
DE 35 06 818 A1 ist
eine Dämpfungseinrichtung
mit zwei nacheinander zur Wirkung kommenden Dämpfern bekannt geworden. Diese
DE betrifft also eine Dämpfungseinrichtung,
die eine vollkommen andere Anordnung und Wirkungsweise der Dämpfer als
die gemäß der vorliegenden
Anmeldung aufweist.
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Der
vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, Einrichtungen der
eingangs beschriebenen Art zu verbessern, insbesondere deren Dämpfungswirkung,
so daß eine
optimale Filtrierung der zwischen Motor und Getriebe auftretenden
Schwingungen sowohl bei niedrigen als auch bei hohen Drehzahlen,
bei Resonanzdrehzahl, beim Anlassen bzw. Abstellen oder dergleichen
erzielt wird. Weiterhin soll die erfindungsgemäße Einrichtung in besonders
einfacher und kostengünstiger
Weise herstellbar sein.
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Gemäß der Erfindung
wird dies dadurch erzielt, dass zwischen den Schwungradelementen
mindestens zwei parallel wirksame drehelastische Dämpfer vorhanden
sind, wobei bei einer Relativverdrehung der beiden Schwungradelemente
die Federn des ersten Dämpfers über einen
Winkelbereich alleine und die Federn des zweiten Dämpfers über einen
sich daran anschließenden
Winkelbereich gemeinsam mit den Federn des ersten Dämpfers einer Relativverdrehung
der Schwungradelemente entgegenwirkt, wobei die Federn des zweiten
Dämpfers eine
größere Verdrehsteifigkeit
als die Federn des ersten Dämpfers
erzeugen und ein größeres Endmoment
als die Federn des ersten Dämpfers
aufbringen sowie radial innerhalb der Federn des ersten Dämpfers angeordnet
sind und wobei zur Begrenzung der Relativverdrehung zwischen den
Schwungradelementen die Federn des radial innerhalb des ersten Dämpfers vorgesehenen
zweiten Dämpfers
auf Block gehen, das bedeutet, dass bei Verwendung von Schraubenfedern
deren Windungen aneinander zur Anlage kommen.
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Ein
derartiger Aufbau der Einrichtung ermöglicht es, die im zweiten Winkelbereich
wirksam werdenden Kraftspeicher derart auszubilden, daß diese sehr
hohe Wechseldrehmomente absorbieren bzw. abfangen können, wobei
auch beim Auftreten von Drehmomentstoßspitzen ein zu harter Anschlag
vermieden werden kann, da auf Block gehende Federn im letzten Teilbereich,
in dem die Windungen praktisch schon aneinander liegen, jedoch aufgrund
von radialen Verschiebungen eine geringe axiale Bewegung ausführen können, einen
sehr hohen Anstieg bzw, eine hohe Progressivität der Federrate bzw. Federkennung
aufweisen. Der im zweiten Winkelbereich wirksam werdende Dämpfer bildet
somit einen Anschlagdämpfer
mit sehr hohem Anschlagmoment, der die Relativverdrehung zwischen
den beiden Schwungradelementen begrenzt.
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Für die Wirkungsweise
und die Konstruktion der Einrichtung kann es weiterhin von Vorteil
sein, wenn der zweite radial innere Dämpfer ein Eingangsteil besitzt,
das gegenüber
dem Eingangsteil des ersten Dämpfers
begrenzt verdrehbar ist. Das Eingangsteil des ersten Dämpfers kann
dabei durch das erste Schwungradelement gebildet sein. Durch eine derartige
Ausgestaltung der Einrichtung können
die im Eingangsteil und im Ausgangsteil des zweiten Dämpfers vorgesehenen
Aufnahmen, wie Fenster, für
die Kraftspeicher des zweiten Dämpfers – in Umfangsrichtung
betrachtet – die
gleiche Erstreckung aufweisen.
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Ein
besonders einfacher Aufbau der Einrichtung kann dadurch erzielt
werden, daß beide
Dämpfer
ein gemeinsames Ausgangsteil besitzen, welches mit dem zweiten Schwungradelement
verbunden ist.
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Zur
Reduzierung des Verschleißes
und zur besseren Anpassung der Dämpfungscharakteristik der
Einrichtung an bestimmte Anwendungsfälle kann es besonders vorteilhaft
sein, wenn die Bauteile des einen Schwungradelements mindestens
einen radial nach außen
hin geschlossenen Ringraum bilden, der zumindest teilweise mit einem
viskosem Medium, z.B. Schmiermittel gefüllt ist, wobei zumindest der
radial weiter außen
liegende Dämpfer
in diesen Ringraum aufgenommen ist. Durch das viskose Medium wird
die zwischen den Kraftspeichern des äußeren Dämpfers und den diese radial
abstützenden
Bereichen auftretende Reibung verringert.
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Obwohl
es für
manche Anwendungsfälle
vorteilhaft sein kann, wenn lediglich der äußere Dämpfer im Ringraum aufgenommen
ist, kann es für
andere Anwendungsfälle
zweckmäßig sein,
wenn beide Dämpfer
in diesem Ringraum vorgesehen sind. Für die Abdichtung des Ringraums
kann es vorteilhaft sein, wenn das den beiden Dämpfern gemeinsame Ausgangsteil
von innen her sich radial in den Ringraum erstreckt, so daß die zwischen
den beiden Schwungradelementen vorzusehenden dynamischen Dichtungen
radial innerhalb des Niveaus des im Ringkanal vorgesehenen viskosen
Mediums angeordnet werden können.
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In
besonders einfacher Weise kann das Ausgangsteil der beiden Dämpfer durch
zwei miteinander verbundene Scheibenteile gebildet werden, die Aussparungen
für die
Kraftspeicher des ersten und zweiten Dämpfers aufweisen und die zumindest
im radialen Aufnahmebereich für
die Kraftspeicher des innen liegenden Dämpfers axial beabstandet sind.
In besonders einfacher Weise kann dieser axiale Abstand dadurch
erzeugt werden, daß die
beiden Scheibenteile im radialen Aufnahmebereich für die Kraftspeicher
des radial außen
liegenden Dämpfers aufeinander
zu getopft bzw. getellert sind und aneinander aufliegen. Bei einem
derart ausgestalteten Ausgangsteil kann in vorteilhafter Weise zwischen den
axial beabstandeten Bereichen der Scheibenteile das Eingangsteil
des radial innen liegenden Dämpfers
vorgesehen werden, wodurch eine kompakte Bauweise der Einrichtung
ermöglicht
wird.
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Weiterhin
kann es von Vorteil sein, wenn eines der Scheibenteile unmittelbar
mit dem zweiten Schwungradelement verbunden ist und das andere auf
diesem einen Scheibenteil befestigte Scheibenteil einen größeren Innendurchmesser
aufweist als das eine Scheibenteil und auf der dem anderen Schwungradelement
abgewandten Seite des einen Scheibenteils vorgesehen ist. Das Eingangsteil
des radial innen liegenden Dämpfers
kann sich dabei radial weiter nach innen erstrecken als das andere Scheibenteil.
Besonders vorteilhaft kann es dabei sein, wenn die radial inneren
Bereiche des Eingangsteils des radial inneren Dämpfers Anschläge bilden zur
Begrenzung des Verdrehwinkels gegenüber dem Eingangsteil des radial
außen
liegenden Dämpfers. Die
mit diesen Anschlägen
zusammenwirkenden Gegenanschläge
können
dabei in einfacher Weise an dem ersten Schwungradelement vorgesehen
sein. Die Gegenanschläge
können
durch auf dem ersten Schwungradelement befestigte Nietelemente gebildet
sein und die Anschläge
des Eingangsteils des radial inneren Dämpfers durch am Innenumfang
dieses Eingangsteiles vorgesehene Vorsprünge.
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Für die Funktion
der Einrichtung kann es besonders vorteilhaft sein, wenn wenigstens
einige der Kraftspeicher des inneren Dämpfers in Umfangsrichtung spielfrei
in Fenster des Eingangsteils und Ausgangsteils dieses Dämpfers aufgenommen
sind. Für manche
Anwendungsfälle
kann es dabei zweckmäßig sein,
wenn die Kraftspeicher des inneren Dämpfers zwischen Eingangs teil
und Ausgangsteil dieses Dämpfers
derart vorgesehen sind, daß sie
Stufen bilden, das bedeutet also, daß wenigstens zwei Kraftspeicher
nach unterschiedlichen Verdrehwinkeln zur Wirkung kommen. Für andere
Anwendungsfälle
kann es jedoch von Vorteil sein, wenn die Kraftspeicher des inneren
Dämpfers
zumindest annähernd
gleichzeitig einsetzen bzw. komprimiert werden, wodurch sich ein
sehr steiler Anstieg des Verdrehwiderstandes ergibt. Ein derart
plötzlicher
Anstieg des Verdrehwiderstandes zwischen den beiden Schwungradelementen
ist insbesondere in den Endbereichen des möglichen Relativverdrehwinkels
zwischen den beiden Schwungradelementen von Vorteil, da dadurch die
Wechseldrehmomentspitzen bzw. die Schwingungen sehr großer Amplitude
federnd abgefangen werden können.
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Ein
besonders einfacher Aufbau der Einrichtung kann dadurch ermöglicht werden,
daß der
Ringraum durch eine den radial äußeren Dämpfer umschließende äußere Wandung
sowie durch von letzterer ausgehende radial nach innen verlaufende
und axial zwischen sich das Ausgangsteil der Dämpfer aufnehmende seitliche
Wandungen gebildet ist. Dabei kann in besonders einfacher Weise
eine der seitlichen Wandungen des Ringraumes zumindest im wesentlichen
durch einen radialen Flansch des ersten Schwungradelementes gebildet
sein. Die andere der seitlichen Wandungen ist dabei in vorteilhafter Weise
axial zwischen der einen seitlichen Wandung und dem zweiten Schwungradelement
angeordnet. Die äußere Wandung
des Ringraumes kann in einfacher Weise durch einen ringförmigen,
sich axial von der einen seitlichen Wandung erstreckenden Ansatz gebildet
sein, welcher auch einstückig
mit dieser einen Wandung sein kann. Die andere der seitlichen Wandungen
kann durch ein scheibenartiges Bauteil gebildet sein, das am axialen
Ansatz des ersten Schwungradelementes befestigt ist.
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In
besonders einfacher Weise kann der mindestens einen Dämpfer aufnehmende
Ringraum durch zwei schalenartige Gehäusehälften gebildet werden. Dabei
kann es für
manche Anwendungsfälle von
Vorteil sein, wenn die Gehäusehälften durch Gußteile gebildet
sind, für
andere Anwendungsfälle kann
es jedoch auch zweckmäßig sein,
wenn wenigstens eine der Gehäusehälften durch
ein Blechformteil gebildet ist.
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Besonders
vorteilhaft kann es sein, wenn der Ringraum durch zwei halbschalenartige
Blechformteile gebildet ist, wobei diese Bestandteile des mit dem
Motor verbundenen Schwungradelementes sein können. Ein Vorteil derartiger
Blechformteile gegenüber
durch Verspanung hergestellten Teilen besteht im wesentlich reduzierten
Fertigungsaufwand.
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Für die Funktion
der Einrichtung kann es weiterhin von Vorteil sein, wenn die seitlichen
Wandungen axiale Einbuchtungen zur Aufnahme zumindest der Kraftspeicher
des äußeren Dämpfers aufweisen und
die Einbuchtungen zumindest im radial äußeren Bereich an den Umfang
des Querschnittes der Kraftspeicher angeglichen sind. Eine derartige
Ausgestaltung der Einrichtung ermöglicht eine einwandfreie Führung der
in den Einbuchtungen aufgenommenen Federn, so daß diese Federn verhältnismäßig lang ausgebildet
werden können
und somit ein großer Verdrehwinkel
zwischen den beiden Schwungradelementen ermöglicht wird. Besonders vorteilhaft
kann es sein, wenn die Einbuchtungen einen Torus bzw. ringartigen
Raum begrenzen, in dem Kraftspeicher wie Schraubenfedern aufgenommen
sind, die sich zumindest unter Fliehkrafteinwirkung an den die Einbuchtungen
begrenzenden Flächen
radial abstützen.
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Eine
besonders einfache Abdichtung des Ringraumes nach außen hin
kann dadurch erzielt werden, daß axial
zwischen der anderen seitlichen Wandung und dem einen unmittelbar
mit dem zweiten Schwungradelement verbundenen Scheibenteil ein tellerfederartiges
Bauteil angeordnet wird, das zwischen dieser Wandung und dem Scheibenteil
axial federnd verspannt ist. Vorteilhaft kann es dabei sein, wenn
das tellerfederartige Bauteil mit dem zweiten Schwungradelement
drehfest ist und mit radial äußeren Bereichen
an der anderen Wandung dichtend anliegt.
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Zur
Verringerung bzw. Verhinderung von Abriebverschleiß an den
die Einbuchtungen begrenzenden Flächen können diese zumindest in den
Bereichen, an denen sich die Kraftpseicher unter Fliehkrafteinwirkung
abstützen,
eine größere Härte aufweisen.
Diese zumindest stellenweise Härteerhöhung kann
durch Induktivhärten,
Einsatzhärten,
Laserstrahlhärten
oder Flammhärten
erzeugt werden.
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Zur
Verringerung des Verschleißes
können jedoch
auch – zumindest
in den Berührungsbereichen
zwischen den Kraftspeichern und den Oberflächen der Einbuchtungen – die die
Einbuchtungen begrenzenden Teile eine den Abriebverschleiß verringernde
Beschichtung aufweisen. Als Verschleißschutzschicht eignen sich
in vorteilhafter Weise metallische Beschichtungen wie Hartnickelbeschichtung,
Chrombeschichtung oder Molybdänbeschichtung.
Für manche
Anwendungsfälle
kann es jedoch vorteilhaft sein wenn eine keramische oder Kunststoffbeschichtung,
z.B. Glasfaserbeschichtung aufgebracht wird.
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Eine
weitere Möglichkeit
den Abriebverschleiß an
den die Einbuchtungen begrenzenden Teilen zu verringern, besteht
darin, daß zumindest
zwischen den Teilen, an denen sich die einzelnen Windungen der Federn
unter Fliehkrafteinwirkung abstützen,
und den Federn ein durch eine Zwischenlage gebildeter Verschleißschutz
vorgesehen wird. Ein solcher Verschleißschutz kann in einfacher Weise dadurch
gebildet werden, daß zwischen
den Federn und den die Einbuchtungen begrenzenden Bauteilen, zumindest
im radial äußeren Bereich,
eine Einlage in Form mindestens eines gehärteten Stahlbandes eingelegt
wird. Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn die Einlage durch
zwischen den Einbuchtungen und den Kraftspeichern vorgesehene Schalen
gebildet wird, die im Querschnitt gewölbt und zumindest annähernd an
den Federaußendurchmesser
angegelichen sind. Dadurch können
sich die Federn über
einen größeren Umfangsbereich
abstützen,
so daß die spezifische
Flächenpressung
und damit auch der Reibverschleiß minimiert wird.
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Besonders
vorteilhaft kann es sein, wenn die Einbuchtungen ringförmig sind,
das bedeutet über den
Umfang der Einrichtung durchgehend sind und die Abstützbereiche
in Umfangsreichtung für
die Kraftpeicher durch in die Einbuchtungen angebrachte Umfangsanschläge gebildet
sind. Diese Umfangsanschläge
können
durch einzelne Elemente, wie Formniete gebildet sein, welche mit
den die Einbuchtungen bildenden Teilen verbunden sind. Diese Einzelelemente
können
dabei durch Schweißen,
Vernieten oder Einpressen in entsprechende Aufnahmen mit den ihnen
zugeordneten Bauteilen verbunden sein.
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Um
eine einwandfreie Beaufschlagung der Kraftspeicher sicherzustellen,
kann es besonders vorteilhaft sein, wenn die Beaufschlagungsbereiche der
Umfangsanschläge
bzw. Einzelelemente für
die Kraftspeicher eben bzw. abgeflacht sind. Zur Lebensdauererhöhung der
Einrichtung können
die Umfangsanschläge
zumindest in den Beaufschlagungsbereichen für die Kraftspeicher eine hohe
Härte aufweisen,
oder mit einer verschleißfesten
Beschichtung versehen sein.
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Für die Funktion
der Einrichtung kann es vorteilhaft sein, wenn das Eingangsteil
des radial inneren Dämpfers
auf dem gemeinsamen Ausgangsteil der Dämpfer zentriert ist. Die zentrische
Halterung des Ausgangsteiles kann dabei über die Kraftspeicher des inneren
Dämpfers
erfolgen.
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Die
den zumindest teilweise mit viskosem Medium gefüllten Ringraum begrenzenden
Gehäusehälften können in
vorteilhafter Weise durch ein sie in Umfangsrichtung umgreifendes
Befestigungsband axial miteinander verbunden werden. Ein derartiges Befestigungsband
kann als Blechkäfig
ausgebildet sein, wobei dieser Käfig
Bereiche der beiden Gehäusehälften axial übergreift
und seitlich von diesen Bereichen radial nach innen umgebördelt sein
kann. Zur genauen Positionierung der beiden Gehäusehälften während der Montage können Stifte,
wie z.B. Schwerspannstifte verwendet werden, die z.B. in entsprechende
Bohrungen der beiden Gehäusehälften angebracht
sind.
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Bei
den bisherigen Einrichtungen der eingangs genannten Art ist weiterhin
zwischen den Schwungradelementen eine verhältnismäßig geringe drehelastische
Relativrotation möglich,
weshalb zumindest über
einen großen
Bereich dieser Relativrotation die Dämpfungsrate der zwischen den Schwungradelementen
wirksamen Dämpfungsmittel verhältnismäßig hoch
ist. Für
viele Einsatzfälle
wäre es
jedoch vorteilhaft, um eine bessere Dämpfung der Schwingungen zu
erzielen, wenn große
Relativverdrehungen zwischen den Schwungradelementen vorhanden wären, da
nämlich
dann die Dämpfungsrate
zwischen den Schwungradelementen über einen großen oder
gar über
fast den gesamten Verdrehwinkel verhältnismäßig niedrig sein kann. Die
Dämpfungsrate
kann dabei desto kleiner werden, je größer der mögliche Verdrehwinkel ist.
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Gemäß einer
Weiterbildung der Erfindung sollen daher die einzelnen Kraftspeicher
des äußeren Dämpfers sich
zumindest über
45 Grad des Umfangs erstrecken. Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn
die Kraftspeicher des äußeren Dämpfers sich über 80 bis
115 Grad des Umfangs der Einrichtung erstrecken.
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Um
eine große
Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungradelementen zu ermöglichen, kann
es zweckmäßig sein,
wenn der äußere Dämpfer maximal
vier, vorzugsweise drei Kraftspeicher aufweist. Wie bereits erwähnt, sind bei
der erfindungsgemäßen Einrichtung
aufgrund der einwandfreien Führung
durch die Einbuchtungen verhältnismäßig lange
einstückige
Federn verwendbar. Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung der Einrichtung
können
also Federn mit einer geringen Steifigkeit, jedoch mit großem Federweg
eingesetzt werden, so daß zwischen
den beiden Schwungradelementen der Einrichtung über einen großen Verdrehwinkel
eine geringe Dämpfungsrate
möglich
ist. Aufgrund des möglichen
großen
Verdrehwinkels bei gleichzeitiger geringer Dämpfungsrate können sowohl
Schwingungen großer
Amplitude bzw. große
Wechseldrehmomentspitzen als auch Schwingungen mit kleinerer Amplitude
bzw. kleinere Wechseldrehmomente gedämpft bzw. filtriert werden.
Somit ist praktisch in allen Betriebszuständen des Motors eine einwandfreie Dämpfung der
auftretenden Schwingungen möglich.
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Der
radial innere Dämpfer
mit den eine hohe Federrate aufweisenden Kraftspeichern kommt erst nach
einem verhältnismäßig großen Verdrehwinkel zwischen
den beiden Schwungradelementen, vorzugsweise erst in den Endbereichen
des möglichen Verdrehwinkels,
zwischen den Schwungradelementen zur Wirkung, so daß beim Auftreten
von Schwingungen sehr hoher Amplitude diese praktisch noch vollständig durch
die Federn abgefangen werden können.
Um die Spitzen der Schwingungen sehr hoher Amplitude aufzehren zu
können,
kann es besonders vorteilhaft sein, wenn im Wirkbereich des inneren
Dämpfers
eine zu den Kraftspeichern dieses Dämpfers parallel geschaltete
hohe Reibungshysterese vorhanden ist. Diese hohe Reibungshysterese kann
in vorteilhafter Weise dadurch erzeugt werden, daß das Eingangsteil
des inneren Dämpfers
axial zwischen den beiden Scheibenteilen des Ausgangsteils der beiden
Dämpfer
verspannt ist, so daß bei
einer Relativverdrehung zwischen diesem Eingangsteil und diesem
Ausgangsteil eine Reibungsdämpfung
erzeugt wird. Besonders vorteilhaft kann es hierfür sein,
wenn das Eingangsteil des inneren Dämpfers ähnlich einer Tellerfeder axial
federnd ist. Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn axial zwischen
diesem Eingangsteil und den Scheibenteilen des Ausgangsteils Reib-
oder Gleitbeläge
zwischengelegt sind.
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Zweckmäßig ist
es, wenn die Kraftspeicher mit hoher Federrate des inneren Dämpfers zwischen dem
Eingangsteil und dem Ausgangsteil dieses Dämpfers zumindest ein ausreichend
hohes Moment aufbringen, um das ebenfalls zwischen diesem Eingangs – und diesem
Ausgangsteil erzeugte Reibmoment zu überwinden, so daß das Eingangsteil
gegenüber
dem Ausgangsteil jeweils in eine definierte Ausgangsstellung zurückgedrängt wird.
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Durch
die erfindungsgemäße Ausbildung
der Einrichtung kann das Entstehen einer Resonanz vermieden werden,
da sobald die Amplitude der Schwingungen ein gewisses Maß übersteigt,
die Schwingungsspitzen durch die hohe Federrate des inneren Dämpfers und
die gemeinsam mit diesem wirksame Reibungsdämpfung getilgt bzw. aufgezehrt
werden.
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Anhand
der 1 bis 6 sei die Erfindung näher erläutert.
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Dabei
zeigt:
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1 einen
Schnitt durch eine erfindungsgemäße Einrichtung,
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2 einen
Schnitt gemäß der Linie
II/II der 1,
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3 eine
weitere Ausgestaltungsmöglichkeit
einer erfindungsgemäßen Einrichtung,
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4 ein
Detail, das bei einer Einrichtung gemäß den 1 und 2 oder 3 verwendet werden
kann,
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5 eine
weitere Ausgestaltungsmöglichkeit
einer erfindungsgemäßen Einrichtung,
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6 einen
Schnitt gemäß der Linie
VI-VI der 5.
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Die
in den 1 und 2 dargestellte Drehmomentübertragungseinrichtung 1 zum
Kompensieren von Drehstößen besitzt
ein Schwungrad 2, welches in zwei Schwungradelemente 3 und 4 aufgeteilt
ist. Das Schwungradelement 3 ist auf einer Kurbelwelle 5 einer
nicht näher
dargestellten Brennkraftmaschine über Befestigungsschrauben 6 befestigt. Auf
dem Schwungradelement 4 ist eine schaltbare Reibungskupplung 7 befestigt.
Zwischen der Druckplatte 8 der Reibungskupplung 7 und
dem Schwungradelement 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 des Schwungradelementes 4 durch eine am Kupplungsdeckel 11 schwenkbar
sich abstützende Tellerfeder 12 beaufschlagt.
Durch Betätigung
der Reibungskupplung 7 kann das Schwungradelement 4 und
somit auch das Schwungrad 2 bzw. die Brennkraftmaschine
der Getriebeeingangswelle 10 zu- und abgekuppelt werden.
Zwischen dem Schwungradelement 3 und dem Schwungradelement 4 ist
ein erster, radial äußerer Dämpfer 13 sowie
ein mit diesem parallel geschalteter zweiter, radial innerer Dämpfer 14 vorgesehen,
welche eine Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungradelementen 3 und 4 ermöglichen.
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Die
beiden Schwungradelemente 3 und 4 sind relativ
verdrehbar zueinander über
eine Lagerung 15 gelagert. Die Lagerung 15 umfaßt ein Wälzlager
in Form eines einreihigen Kugellagers 16. Der äußere Lagerring 17 des
Wälzlagers 16 ist
in einer Ausnehmung 18 des Schwungradelementes 4 und der
innere Lagerring 19 des Wälzlagers 16 ist auf
einem zentralen, sich axial von der Kurbelwelle 5 weg ertreckenden
und in die Ausnehmung 18 hineinragenden zylindrischen Zapfen 20 dem
Schwungradelement 3 angeordnet. Der Zapfen 20 ist
an das motorseitige Bauteil 3a des Schwungradelementes 3 angeformt.
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Der
innere Lagerring 19 ist mittels Preßpassung auf dem Zapfen 20 aufgenommen
und zwischen einer Schulter 21 des Zapfens 20 bzw.
dem Bauteil 3a und einer Sicherungsscheibe 22,
die auf der Stirnseite des Zapfens 20 befestigt ist, eingespannt.
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Das
Lager 16 ist gegenüber
dem Schwungradelement 4 axial gesichert, indem es unter
Zwischenlegung zweier im Querschnitt L-förmiger Ringe 23,24 axial
zwischen einer Schulter 25 des Schwungradelementes 4 und
einer über
Niete 26 mit dem zweiten Schwungradelement fest verbundenen Scheibe 27 eingespannt
ist.
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Die
beiden Ringe 23,24 bilden eine thermische Isolierung,
die den Wärmefluß von der
mit der Kupplungsscheibe 9 zusammenwirkenden Reibfläche 4a des
Schwungradelementes 4 zum Lager 16 unterbricht
bzw. zumindest vermindert.
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Das
Bauteil 3a des Schwungradelementes 3 trägt radial
außen
einen axialen ringförmigen
Ansatz 28, der einen Ringraum 29 begrenzt.
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Der
Ringraum 29 ist radial außen durch den axialen Fortsatz 28 und
seitlich durch von diesem radial nach innen verlaufende und zwischen
sich die Dämpfer 13,14 aufnehmende
Wandungen 31 und 32 begrenzt. Die seitliche Wandung 31 ist
durch den radialen Flansch 33 des Bauteils 3a,
welches vom Zapfen 20 sich erstreckt, gebildet. Die seitliche
Wandung 32 ist durch eine im wesentlichen unelastische
bzw. starre, scheibenförmige
Abdeckung 32 gebildet, die sich radial nach innen zwischen
dem radialen Flansch 33 und dem Schwungradelement 4 erstreckt und
radial außen
an dem Bauteil 3a bzw. auf der Stirnseite des Fortsatzes 28 mittels
Niete 34 befestigt ist.
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Die
beiden Dämpfer 13,14 besitzen
ein gemeinsames Ausgangsteil 35, das mit dem Schwungradelement 4 drehfest
ist. Das Ausgangsteil 35 ist gebildet durch die Scheibe 27,
welche auf der Stirnseite eines in Richtung der Kurbelwelle 5 weisenden,
axialen Ansatzes 36 des Schwungradelementes 4 befestigt
ist, sowie eine an dieser Scheibe 27 befestigte Scheibe 37.
Wie aus 1 ersichtlich ist, ist die Scheibe 27 an
ihrem radial äußeren Bereich
axial in Richtung des Flansches 33 des Bauteils 3a getellert und
die Scheibe 37 ist über
Niete 38 an den äußeren, axial
versetzten Bereichen 37a der Scheibe 27 befestigt.
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Durch
die Tellerung der Scheibe 27 wird zwischen dieser und der
mit ihr verbundenen Scheibe 37 ein axialer Zwischenraum 39 gebildet,
in dem ein scheibenförmiges
Bauteil 40 aufgenommen ist, welches das Eingangsteil für den radial
inneren Dämpfer 14 bildet.
Die Scheiben 27 und 37 sowie das scheibenförmige Bauteil 40 besitzen
in axialer Richtung fluchtende Ausnehmungen 41,42,43,
die fensterförmig
ausgebildet sein können
und in denen die Kraftspeicher in Form von Schraubenfedern 44 des
inneren Dämpfers 14 aufgenommen
sind. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel
sind die Fenster 41,42,43 – in Umfangsrichtung
bzw. in tangentialer Richtung betrachtet – gleich lang ausgebildet und
die Schraubenfedern 44 sind mit Vorspannung in diese Fenster
eingebaut, so daß ein
bestimmtes Moment zwischen dem Eingangsteil 40 und dem
Ausgangsteil 35 des inneren Dämpfers 14 übertragen
werden kann, bevor die Schraubenfedern 40 beginnen, zusammengedrückt zu werden.
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Die
dem Flansch 33 des Schwungradelementes 3 zugekehrte
Scheibe 37 des gemeinsamen Ausgangsteiles 35 besitzt
einen größeren Innendurchmesser 45,
als die Scheibe 27, welche zur Festlegung des Lagers 16 gegenüber dem
Schwungradelement 4 dient. Wie in Verbindung mit 2 ersichtlich
ist, besitzt das Eingangsteil 40 für den Dämpfer 14 an seinem
Innenumfang radial nach innen weisende Ausleger 46, zwischen
denen – in
Umfangsrichtung betrachtet – Anschläge 47 vorgesehen
sind, die am Flansch 33 des Bauteils 3a befestigt
sind. Die Anschläge 47 sind
durch Nietbolzen gebildet, die einen axial in die Ringkammer 29 hineinragenden
Zapfenbereich 47a aufweisen. Durch Anlage der Ausleger 46 an
den Anschlägen 47 wird
die relative Verdrehung zwischen dem Eingangsteil 40 des
Dämpfers 14 und
dem Schwungradelement 3 begrenzt.
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Wie
weiterhin aus 2 zu entnehmen ist, ist zwischen
dem Eingangsteil 40 für
den Dämpfer 14 und
dem Schwungradelement 3 bzw. den Zapfenbereichen 47a in
Zugrichtung 48 ein Verdrehwinkel 49 und in Schubrichtung 50 ein
Verdrehwinkel 51 möglich.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel
sind die Verdrehwinkel 49 und 51 gleich. Die Anschläge 47 könnten jedoch
in bezug auf zwei in Umfangsrichtung benachbarte Ausleger 46 unsymmetrisch
angeordnet sein, so daß die
möglichen
Verdrehwinkel in Zugrichtung und Schubrichtung verschieden groß wären. So
könnte
z.B. in Zugrichtung 48 der mögliche Verdrehwinkel zwischen
dem Schwungradelement 3 und dem Eingangsteil 40 größer sein
als der mögliche
Verdrehwinkel zwischen diesen Bauteilen in Schubrichtung 50.
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Wie
aus den Figuren weiterhin zu entnehmen ist, sind die radial äußeren, axial
versetzten Bereiche 37a der Scheibe 27 durch radiale
Ausleger 37a gebildet, die am inneren Bereich in axialer
Richtung abgekröpft
sind. Die Scheibe 37 besitzt ebenfalls am Außenumfang
angeformte radiale Ausleger 52, die axial auf den Auslegern 37a aufliegen
und über
die Niete 38 mit diesen verbunden sind. Die radialen Ausleger 37a und 52 weisen
in Umfangsrichtung die gleiche Erstreckung auf, so daß sie mit
ihren Seitenflächen
Beaufschlagungsbereiche 53,54 für die Federn 55 des äußeren Dämpfers 13 bilden.
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Auf
radialer Höhe
der Federn 44 des inneren Dämpfers 14 sind die
beiden Scheiben 27 und 37 über Abstandsbolzen 56 miteinander
verbunden. Die Abstandsbolzen 56 sind mit den beiden Scheiben 27,37 vernietet
und erstrecken sich axial durch in Umfangsrichtung längliche
Ausnehmungen 57 des scheibenförmigen Bauteiles 40.
Die länglichen
Ausnehmungen 47 sind derart dimensioniert, daß die Federn 44 des
inneren Dämpfers 13 auf
Block gehen, d.h. also, die einzelnen Windungen dieser Feder 44 aufeinander
zur Anlage kommen, ohne daß die
Abstandsbolzen 56 an den Endbereichen der länglichen Ausnehmungen 57 anschlagen
können.
Dadurch wird beim Auftreten von hohen Drehmomentstößen ein
zu harter Anschlag vermieden, da auf Block gehende Federn im letzten
Teilbereich, in dem die Windungen praktisch schon aneinanderliegen,
jedoch aufgrund von radialen Verschiebungen noch eine geringe axiale
Bewegung ausführen
können,
eine sehr hohe Progressivität
der Federrate aufweisen.
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Wie
aus 2 zu entnehmen ist, sind die Abstandsbolzen 56 radial
innerhalb der Ausleger 37a und 52 angeordnet.
Radial innerhalb der Ausleger 37a und 52 bzw.
radial innerhalb der länglichen
Ausnehmungen 57 sind in das scheibenförmige Bauteil 40 Ausschnitte 58 eingebracht,
die seitlich durch Ausleger 46 begrenzt sind. Die Ausschnitte 58 ermöglichen
das Vernieten der Niete 26, die in axialer Richtung betrachtet
(s. 2) in deren Bereich angeordnet sind.
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Das
Eingangsteil 40 des inneren Dämpfers 14 ist axial
zwischen den beiden Scheiben 27 und 37, welche
das gemeinsame Ausgangsteil 35 für beide Dämpfer 13,14 bilden,
verspannt. Hierfür
ist das scheibenförmige
Bauteil 40 tellerfederartig ausgebildet, so daß dieses
in Achsrichtung federnd ist. Im ausgebauten Zustand besitzt das
scheibenförmige Bauteil 40 – ähnlich einer
Tellerfeder – eine
gewisse Konizität.
Beim Einbau des scheibenförmigen
Bauteils 40 zwischen die beiden Scheiben 27,37 wird
dieses in Achsrichtung derart verspannt, daß die Reibbeläge 59 axial
zwischen den radial äußeren Bereichen
des Bauteils 40 und der Scheibe 37 sowie die Reibbeläge 60 axial
zwischen den radial inneren Bereichen des Bauteils 40 und
der Scheibe 27 eingeklemmt werden. Zur Vereinfachung der
Montage sind die Reibbeläge 59,
welche radial außerhalb
der Federn 44 und die Reibbeläge 60, welche radial
innerhalb der Federn 44 angeordnet sind, auf dem scheibenförmigen Bauteil 40 aufgeklebt.
Bei einer Relativverdrehung des scheibenförmigen Bauteils 40 gegenüber dem
Ausgangsteil 35 erzeugen die Reibbeläge 59,60 an
den Scheiben 37,27 eine Reibungsdämpfung,
welche der Federwirkung der Federn 44 parallel geschaltet
ist.
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Zur
Aufnahme der Federn 55 des äußeren Dämpfers 13 weisen das
Bauteil 3a bzw. dessen Wandung 31 sowie die scheibenförmige Abdeckung 32 axiale
Einbuchtungen 61,62 auf, in welche die beidseits
des Ausgangsteiles 35 überstehenden
Bereiche der Kraftspeicher 55 zumindest teilweise eintauchen.
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Wie
aus 1 ersichtlich ist, sind die axialen Einbuchtungen 61,62 im
Querschnitt derart ausgebildet, daß deren bogenartiger Verlauf
zumindest im radial äußeren Bereich
an den Umfang des Querschnittes der Kraftspeicher 55 angeglichen
ist. Die äußeren Bereiche
der Einbuchtungen 61,62 können somit für die Kraftspeicher 55 Anlagebereich
bzw. Führungsbereiche
bilden, an denen sich die Kraftspeicher 55 zumindest unter
Fliehkrafteinwirkung radial abstützen
können.
Durch das Angleichen der durch die Einbuchtungen 61,62 gebildeten
Anlagebereiche an den Außenumfang
der Kraftspeicher 55, kann der Verschleiß, welcher
durch der Reibung der Windungen der Kraftpseicher 55 an
den radial äußeren Bereichen
der Einbuchtungen 61,62 stattfindet, wesentlich reduziert
werden, da die Abstützfläche zwischen
Federn 55 und Einbuchtungen 61,62 vergrößert ist.
In Umfangsrichtung betrachtet sind die Einbuchtungen 61,62 ringförmig, das
bedeutet, sie erstrecken sich über
den gesamten Umfang. Dies ist vorteilhaft, da dann z.B. die vorgegossenen
Einbuchtungen 61,62 durch eine Drehoperation bearbeitet
werden können. Zur
Beaufschlagung der Kraftspeicher 55 sind in die Einbuchtungen 61,62 Umfangsanschläge 63,64 eingebracht,
welche in Umfangsrichtung Abstützbereiche
für die
Kraftspeicher 55 bilden. Die Umfangsanschläge 63,64 besitzen – in Umfangsrichtung
betrachtet – die
gleiche winkelmäßige Erstreckung
wie die Ausleger 38,52 des Ausgangsteils 35.
Die Umfangsanschläge 63,64 sind
durch an die Ausbuchtungen 61,62 angepaßte Bauteile
gebildet, die mit dem Schwungradbauteil 3a bzw. der scheibenförmigen Abdeckung 32 vernietet
sind. Die in Umfangsrichtung betrachteten Endbereiche der Umfangsanschläge 63,64 sind
zur besseren Beaufschlagung der Kraftspeicher 55 abgeflacht.
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Wie
aus 2 zu entnehmen ist, sind über den Umfang der Einrichtung 1 betrachtet,
drei Federn 55 vorgesehen, die sich jeweils zumindest annähernd über 110
Grad erstrecken. Im nicht montierten Zustand können die Federn 55 – in Achsrichtung
betrachtet – gerade
sein, das bedeutet also, daß bei
der Montage die Federn 55 entsprechend der Form der Ausbuchtung 61,62 gebogen
werden müssen,
oder es können
aber auch die Federn 55 entsprechend der Form der Ausbuchtungen 61,62 bereits
eine entsprechende Krümmung
aufweisen.
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Die
Federn 55 des äußeren Dämpfers und die
Federn 44 des inneren Dämpfers
sind derart aufeinander abgestimmt, daß bei vollem Winkelausschlag
zwischen den beiden Schwungradelementen 3 und 4 das
Endmoment bzw. Höchstmoment,
welches durch die äußeren Federn 55 aufgebracht
wird, geringer ist als das entsprechende Moment, welches durch die
Federn 44 des inneren Dämpfers
erzeugt wird. Weiterhin besitzen die Federn 44 eine größere Federrate
als die Federn 55.
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Zur
Abdichtung der Ringkammer 29 nach außen hin ist ein Dichtungsring 65 vorgesehen,
der zwischen dem axialen Fortsatz des Bauteils 3a und der seitlichen
Wandung 32 radial innerhalb der Niete 34 angeordnet
ist. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel
ist der Dichtungsring 65 durch einen O- Ring gebildet.
Eine weitere Dichtung 66 ist zwischen dem radial inneren
Bereich der seitlichen Wandung 32 und der Scheibe 27 bzw.
dem axialen Ansatz 36 des Schwungradelementes 4 vorgesehen.
Die Dichtung 66 ist durch ein kreisringförmiges Teil
gebildet, das einen radial inneren, ebenen scheibenförmigen Bereich
besitzt, der zwischen der Stirnfläche des axialen Ansatzes 36 des
Schwungradelementes 4 und der Scheibe 27 eingespannt
ist, sowie einen äußeren, kegelstumpfförmigen,
nach Art einer Tellerfeder wirkenden Bereich aufweist, der sich
mit Vorspannung an radial inneren Bereichen der seitlichen Wandung 32 abstützt. Zur
Abstützung
des federnden Bereiches der Dichtung 66 ist im inneren
Bereich der seitlichen Wandung 32 ein axialer Einstich
bzw. ein axialer Absatz 67 angeformt, dessen radial äußere Mantelfläche die äußeren Bereiche
der Dichtung 66 axial übergreift.
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In
der Ringkammer 29 ist ein viskoses Medium bzw. ein Schmiermittel
vorgesehen. Das Niveau des Schmiermittels kann dabei, – bei drehender
Einrichtung 1 – zumindest
bis zum Mittelbereich bzw. der Achse der äußeren Federn 55 des
Dämpfers 13 reichen.
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Durch
die Zuordnung der Ringkammer 29, welche ein viskoses Medium
bzw. ein Schmiermittel beinhaltet, zu dem mit dem Motor verbundenden Schwungradelement 3 und
auch durch die räumliche Trennung,
von dem die Reibungskupplung 7 tragenden Schwungradelement 4 wird
ein Einfluß der
im Zusammenhang mit der Reibungskupplung entstehenden Wärme auf
die hydraulische Dämpfungseinrichtung
weitgehend ausgeschaltet.
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Weiterhin
ist zwischen der Ringkammer 29 bzw. der seitlichen Wandung 32 einerseits
und dem Schwungradelement 4 andererseits, ein nach außen offener
Ringspalt 68 vorgesehen, der im Zusammenhang mit Belüftungskanälen 69 die
Kühlwirkung
weiter verbessert. Die Lüftungskanäle 69 sind
radial innerhalb der Reibfläche 4a des
Schwungradelementes 4 für
die Kupplungsscheibe 9 vorgesehen.
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Als
viskoses Medium für
die Ringkammer 29 kann ein pastenförmiges Mittel, wie Fett, oder
ein flüssiges
Mittel, wie Öl
oder dergleichen verwendet werden. Durch die Verwendung eines solchen
viskosen Mediums wird der Verschleiß im Kontaktbereich zwischen
den Windungen der Kraftspeicher 55 und den Ausbuchtungen 61,62 weiter
verringert.
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Zur
Verringerung dieses Verschleißes
können
weiterhin zumindest in den Berührungsbereichen
zwischen den Kraftspeichern 55 und den Oberflächen der
Einbuchtungen die die Einbuchtungen 61,62 begrenzenden
Teile 3a,32 eine größere Härte aufweisen. Dies kann z.B.
dadurch erfolgen, daß zumindest
diese Berührungsbereiche,
induktiv gehärtet,
einsatzgehärtet,
laserstrahlgehärtet
oder flammgehärtet
werden. Bei sehr hoher Beanspruchung kann es jedoch auch zweckmäßig sein,
wenn die die Einbuchtungen begrenzenden Teile 3a,32 zumindest in
den vorerwähnten
Berührungsbereichen
einen den Abriebverschleiß verringernde
Beschichtung aufweisen. Eine solche Beschichtung kann z.B. durch
chemisches Vernickeln, durch Verchromen oder durch Beschichtung
mit Kunststoff oder Molybdän
gebildet sein. Die aufgebrachte Beschichtung kann weiterhin nachträglich geglättet werden,
um eine bessere Oberflächenqualität der Einbuchtungen,
an denen die Windungen der Federn 55 reiben, zu erhalten.
Ein derartiges Glätten
kann z.B. durch einen Schleifprozeß oder eine Drehbearbeitung
erfolgen.
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Im
folgenden sei nun die Wirkungsweise der Einrichtung 1 beschrieben:
Bei
einer Verdrehung der beiden Schwungradelemente 3 und 4 aus
der in 2 dargestellten Ruheposition, z.B. in Schubrichtung 50,
werden zunächst die
Federn 55 komprimiert. Nach Durchfahren des relativen Verdrehwinkels 49 zwischen
den beiden Schwungradelementen 3 und 4 kommen
die radialen Ausleger 46 des Eingangsteiles 40 des
inneren Dämpfers 14 an
den Anschlägen 47 zur
Anlage, so daß bei
einer weiteren Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungradelementen 3,4 zusätzlich zu den
Federn 55 die Federn 44 des inneren Dämpfers 14 komprimiert
werden. Die gemeinsame Komprimierung der Federn 55 und
der Federn 44 erfolgt so lange, bis die Federn 44 auf
Block gehen, wodurch die Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungradelementen 3 und 4 begrenzt
wird. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel
liegt der Verdrehwinkel 49 in der Größenordnung von 32 Grad und
der Blockwinkel der Federn 44 kann in der Größenordnung von 4 Grad liegen, so daß ein Gesamtverdrehwinkel
von 36 Grad zwischen den beiden Schwungradelementen 3 und 4 möglich ist.
Im Verdrehwinkelbereich, in dem die Federn 44 wirksam sind,
wird zusätzlich
eine Reibungsdämpfung
durch die Reibbeläge 59,60 erzeugt.
Im Verdrehwinkelbereich 49 wird eine Reibungsdämpfung durch
Reibung der Federn 55 an den Einbuchtungen 61,62 sowie durch
Reibung des axial federnd vorgespannten äußeren Bereiches des Bauteiles 66 an
der seitlichen Wandung 32 erzeugt. Weiterhin wird eine
Dämpfung durch
Verwirbelung des in der Ringkammer 29 enthaltenen viskosen
Mediums erzeugt.
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Bei
der Ausführungsform
gemäß 3 einer erfindungsgemäßen Einrichtung
sind in den Einbuchtungen 161,162 des Schwungradbauteils 3a und
der seitlichen Wandung 32 Schalen 169,170 vorgesehen,
welche die Kraftspeicher 55 umgreifen.
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Die
Schalen 169, 170 können durch Blechformteile gebildet
sein, die zur Erhöhung
der Verschleißfestigkeit
gehärtet
sein können.
Die Blechformteile 169,170 können jedoch auch eine Beschichtung,
wie z.B. Hartnickelbeschichtung aufweisen. Weiterhin können die
Schalen 169,170; welche die Kraftspeicher 55 in
radialer Richtung abstützen, aus
einem verschleißfesten
Kunststoff hergestellt sein. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel
sind die Ausbuchtungen 161,162 an die Kontur der
Schalen 169, 170 angepaßt. Die Einbuchtungen 161,162 könnten jedoch
auch derart ausgebildet sein, daß diese die Schalen 169,170 nur
stellenweise abstützen,
das bedeutet also, daß stellenweise
zwischen den Ausbuchtungen 161,162 und den Schalen 169,170 Freiräume vorhanden
sein können.
Anstatt von zwei Schalen 169,170 kann auch lediglich
eine einzige Schale verwendet werden, die sich zumindest über einen
Teilbereich der äußeren Hälfte des Umfanges
einer Feder 55 erstreckt.
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Die
Verwendung von Schalen 169,170 zur Abstützung bzw.
Führung
der Federn 55 hat den weiteren Vorteil, daß bei einer
eventuellen Reparatur der Einrichtung 1, falls erforderlich,
die Schalen 169,170 erneuert werden können. Es
werden also die massiven Gußteile 3a und 32 nicht
durch die Federn 55 beschädigt.
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Das
Detail gemäß 4 einer
weiteren Ausführungsform
zeigt eine weitere Möglichkeit
zur Verbindung des Schwungradbauteils 3a mit der seitlichen
Wandung 32. Zur Verbindung dieser beiden Teile 3a und 32 wird
ein Blechkäfig 271 verwendet,
der sich über
den Umfang der Einrichtung erstreckt. Der Blechkäfig 271 übergreift
axial radiale Bereiche 272 des Schwungradbauteils 3a und 273 der
seitlichen Wandung 32 und ist an den freien Endbereichen
der aneinander anliegenden radialen Bereiche 272,273 radial
nach innen umgebördelt,
wodurch das Schwungradbauteil 3a und die seitliche Wandung 32 axial
miteinander verbunden sind. Zur Verdrehsicherung der seitlichen
Wandung 32 gegenüber
dem Schwungradbauteil 3a können in die radialen Bereiche 272,273 axiale
Paßstifte 274 eingebracht
werden. Zur axialen Sicherung der Paßstifte übergreifen die umgebördelten
Ränder 271a,271b des
Blechkäfigs
zumindest teilweise die Paßstifte 274 radial.
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Die
in den 5 und 6 teilweise dargestellte Ausführungsform
einer erfindungsgemäßen Einrichtung 301 besitzt
ebenfalls zwei Schwungradelemente 303,304. Das
Schwungradelement 303 besteht aus zwei Blechformteilen 331,332,
die einen Ringraum 329 begrenzen. Die beiden Blechformteile 331,332 sind über sich
axial überlappende,
kreisringförmige
Flächen 334,335 zentriert.
An den äußeren Endbereichen
der Zentrierflächen 334,335 sind
die Blechformteile 331,332 durch eine Schweißung 338 miteinander
verbunden.
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Die
Blechformteile 331,332 besitzen Anprägungen 361,362,
welche in Umfangsrichtung kreissektorähnliche Bereiche bilden, in
denen die Federn 355 des äußeren Dämpfers 313 aufgenommen
sind. Die Anprägungen 361,362 sind
zumindest im radial äußeren Bereich
an den Umfang der Federn 355 angeglichen. Bei dem dargestellten
Ausführungsbeispiel
umgreifen die Einprägungen 361,362 die
Federn 355 fast über
den gesamten Umfang, so daß eine
einwandfreie Führung
der Federn 355 durch die Blechformteile 331,332 gegeben
ist.
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Bei
Verwendung von Blechformteilen 331,332 können die
an den Blechformteilen vorgesehenen Umfangsanschläge für die radial äußeren und/oder
die radial inneren Federn in vorteilhafter Weise durch in die Blechformteile 331,332 eingeprägten Anformungen,
wie Taschen 363,364 gemäß 6 gebildet
werden. Es sind also keine aus Einzelelementen bestehenden Umfangsanschläge 63,64 gemäß 1 notwendig.
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Die
Erfindung ist nicht auf die dargestellten und beschriebenen Ausführungsbeispiele
beschränkt,
sondern umfaßt
auch Varianten, die durch Kombination von einzelnen in Verbindung
mit den verschiedenen Ausführungsformen
beschriebenen Merkmalen bzw. Elementen gebildet werden können.