WO2014114281A1 - Schraubendruckfeder und drehschwingungsdämpfer - Google Patents

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WO2014114281A1
WO2014114281A1 PCT/DE2013/200371 DE2013200371W WO2014114281A1 WO 2014114281 A1 WO2014114281 A1 WO 2014114281A1 DE 2013200371 W DE2013200371 W DE 2013200371W WO 2014114281 A1 WO2014114281 A1 WO 2014114281A1
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compression spring
spring
torsional vibration
vibration damper
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Hartmut Mende
Ad Kooy
Christian Bahrmann
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Schaeffler Technologies AG & Co. KG
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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
    • F16F15/121—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/123—Wound springs
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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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    • F16F1/00—Springs
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    • 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
    • F16F15/133—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 using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/134—Wound springs

Definitions

  • the invention relates to a helical compression spring, in particular for a torsional vibration damper, with a plurality of spring coils spaced apart, which are compressible on block with a corresponding load, and a torsional vibration damper, in particular two-mass flywheel, with such helical compression springs.
  • a helical compression spring is known from steel spring wire having a plurality of extending along its length windings, wherein the coil spring can be pressed on block, wherein the coil spring between its two end turns at least two winding types with different outer diameter, namely a first , larger outer diameter and a second, smaller outer diameter, these types of turns - viewed in the longitudinal direction of the spring - both arranged sequentially according to a certain pattern as well as wound so are that the spring has diametrically opposed Windungs Schemee, based on the longitudinal direction of the Coil spring considered in the radial direction, at least approximately at the same height are on one side, whereas the diametrically opposite Windungs Schemee the two types of winding at least approximately ver to their outer diameter difference ver are set to create a torsional vibration damper, which has a large damping potential and a long life.
  • DE 10 2008 005 140 A1 discloses a torsional vibration damper with a drive-side and an output-side transmission element, which are rotatable against one another between these intended damping device with circumferentially effective energy storage, wherein the transmission elements have Beaufschlagungs Schemee for the energy storage and radially inside or radially outside the energy storage at least one energy-absorbing, between the support elements provided on the support elements einspannbares delimiting element is provided which is limited rotatable relative to two transmission elements and to limit the allowed by the damping device relative rotation between the transmission elements to the effective between the two transmission elements damping device, in particular the energy storage, to protect against overloading.
  • a torsional vibration damper is known from DE 10 2008 009 656 A1 with a drive-side and an output-side transmission element, which are rotatable relative to each other at least one provided between these damping device with at least one effective in the circumferential direction long coil spring to each other, wherein the transmission elements have loading areas for the coil spring and radially within the coil spring at least one limiting the rotation between the transmission elements effecting stop element is provided, wherein the stop element two to ten degrees before the maximum allowable Kompressionsweg the coil spring is effective, in particular effective between the two transmission elements damping device, in particular by coil springs formed energy storage to protect against overloading.
  • the invention has for its object to improve an initially mentioned helical compression spring structurally and / or functionally.
  • a burden should be reduced at peak momentary moments.
  • a functional impairment should be prevented due to jerky peak moments.
  • a reliability should be increased.
  • a maximum mileage should be increased.
  • a ride comfort should be increased.
  • a requirement of a peak torque limiter in a release system should be eliminated.
  • a requirement for a high overall spring stiffness should be eliminated.
  • a requirement of a torque limiter should be omitted.
  • a requirement of a clutch torque reduction should be omitted.
  • a stop moment should be reduced.
  • an effort should be reduced.
  • a high insulation effect should be ensured.
  • an internal centrifugal pendulum should be used.
  • a structurally and / or functionally improved torsional vibration damper is to be provided.
  • a solution of the problem is carried out with a helical compression spring, in particular for a torsional vibration damper, with a plurality of spaced spring coils which are compressible under appropriate load on block, wherein the helical compression spring is claimed in a block load in a time-stable area.
  • the helical compression spring may have a longitudinal axis.
  • the helical compression spring may have a circular cross-section.
  • the helical compression spring can be wound from a spring wire.
  • the spring wire may have a circular cross section.
  • the helical compression spring may be cold formed.
  • the helical compression spring can be thermoformed.
  • the helical compression spring can be made of a spring steel.
  • the helical compression spring may have a cylindrical shape.
  • the helical compression spring may have an arcuate shape.
  • the helical compression spring may have an arcuate longitudinal axis.
  • the screws B compression spring may have two ends. The ends can serve to transfer forces to and / or from the helical compression spring.
  • the helical compression spring can be used for arrangement in a channel or torus-like receiving space.
  • the helical compression spring may be compressible in the extension direction of its longitudinal axis.
  • a block load may be a radially inner block load in a helical compression spring having an arcuate longitudinal axis.
  • the helical compression spring need not be compressed circumferentially on block.
  • the term "time-stable" can refer to a fatigue strength The fatigue strength can be determined in methodical tests The fatigue strength can be determined in fatigue tests or Wöhlerver- search The term "time-stable" can serve to delineate a permanent area.
  • a permanent region may have a nominal voltage amplitude S a of at most approximately 1200 N / mm 2 .
  • the time-stable range may be an area below about 1 x 10 6 to about 5 x 10 6 swing games.
  • the time-stable range can be a range between about 10 4 and about 2 x 10 6 swinging games.
  • the time-stable range can be an area below about 10 4 to about 10 5 swinging games.
  • the time-stable range can be a short-term range.
  • the helical compression spring can be at a block load in the range of a nominal voltage amplitude S a > 1,000 N / mm 2 , in particular in the range of a nominal voltage amplitude S a > 1,200 N / mm 2 , in particular in the range of a nominal voltage amplitude S a > 1,400 N / mm 2 , in particular in the range a nominal voltage amplitude S a > 1,600 N / mm 2 , to be claimed.
  • the helical compression spring may have a spring characteristic which is at least approximately unchanged in the region of a non-blocking load.
  • the helical compression spring can have an extended characteristic.
  • the helical compression spring may have a characteristic section with an increased pitch.
  • the extended characteristic can be used at least in sections to improve insulation and starting behavior.
  • the helical compression spring can have at least sections between the spring coils enlarged Windungsabmaladies.
  • the helical compression spring may have increased Windungsabexcellent between the spring ends. gleenfederend rock the Windungsabnote can not be increased. For example, the first one to five turns can be made without increased distances.
  • the helical compression spring may have an at least approximately constant coil diameter. This helical compression spring can be referred to as a high-capacity spring.
  • the helical compression spring may have a varying coil diameter. The winding diameter may vary in sections such that, when the helical compression spring is compressed, windings are at least partially pushed into one another, whereby with friction increased damping occurs. This helical compression spring can be referred to as a high-capacity damping spring.
  • a solution of the problem underlying the invention with a torsional vibration damper, in particular two-mass flywheel, comprising an input part and an output part with a common axis of rotation about which the input part and the output part rotatable together and rotatable relative to each other are limited, and one between the input part and the Output member effective spring-damper device arranged in the circumferential direction of the torsional vibration damper such helical compression springs.
  • the torsional vibration damper can have an increased impact torque.
  • Stop torque can be a moment in which the helical compression springs are compressed to block.
  • the abutment torque may be greater than an engine torque.
  • the abutment torque may be about 1.5 to about 2.1 times the engine torque.
  • the torsional vibration damper can be arranged in a drive train of a
  • the drive train may include an internal combustion engine.
  • the powertrain may include a friction clutch device.
  • the drive train may have a transmission.
  • the drive train may have at least one drivable wheel.
  • the torsional vibration damper may be arrangeable in the drive train between the internal combustion engine and the friction clutch device.
  • the torsional vibration damper can serve to reduce torsional vibrations, which are excited by periodic processes, in particular in the internal combustion engine.
  • the torsional vibration damper may comprise a centrifugal pendulum device.
  • the centrifugal pendulum device may have at least one pendulum mass displaceable under centrifugal force.
  • the centrifugal pendulum device can be arranged on the input part.
  • the centrifugal pendulum device may be arranged on the output part.
  • the centrifugal pendulum device can be inboard.
  • the centrifugal pendulum device may be protected like a box.
  • the input part can serve for driving connection with the internal combustion engine.
  • the input part may have a flange portion.
  • the input part may have a lid portion.
  • the flange portion and the lid portion may define a receiving space for the helical compression springs.
  • the input part may have abutment sections for the helical compression springs.
  • the contact sections of the input part can protrude into the receiving space.
  • the output part may have a flange part.
  • the end- gang part may have abutment sections for the helical compression springs.
  • the contact sections of the output part can protrude into the receiving space.
  • the helical compression springs can with their longitudinal axes in the circumferential direction of the
  • the helical compression springs can be arranged distributed in the circumferential direction of the torsional vibration damper.
  • the helical compression springs can each be supported on the one hand on the input part and on the other hand on the output part.
  • the torsional vibration damper may comprise at least a first helical compression spring and at least one second helical compression spring.
  • the at least one first helical compression spring can be associated with a force flow in the pulling direction.
  • the at least one second helical compression spring can be associated with a force flow in the thrust direction.
  • the torsional vibration damper may have a plurality of first helical compression springs.
  • the plurality of first coil springs may be arranged in series.
  • the plurality of first coil springs may be arranged in parallel.
  • the plurality of first coil springs may be arranged nested one inside the other.
  • the torsional vibration damper may have a plurality of second helical compression springs.
  • the plurality of second coil springs may be arranged in series.
  • the plurality of second coil springs may be arranged in parallel.
  • the plurality of second coil springs may be nested one inside the other.
  • the spring-damper device may comprise a friction device.
  • a spring design can be modified in such a way that a block stress is applied far beyond a fatigue strength range (> 1200 to 1600 N / mm 2 ). In this case, a stress at z. B. engine torque be unchanged. This design can lead to a very high impact torque, which can be 20% to 60% above a conventional impact safety of about 1, 3 x engine torque. The energy that can be absorbed over a normal impact moment can be above 50 J.
  • Impacts can be cushioned to a large extent "softly.”
  • these can be conventionally designed Firstly, a spring rate and thus an insulating effect can be better, secondly, the high-capacity spring can be better protected against excessive impacts, since a blocking of windings a further increase of the stresses prevents a constructional execution by a block load in the time-stability range with a stop moment> 1.6 x motor torque.
  • a high-capacity damping spring This is characterized by a varying winding diameter.
  • the high-capacity damper spring can be extended apart in the circumferential direction until similar stresses are applied to a voltage-determining winding as on the high-capacity spring. These can then be significantly increased compared to a current design guideline.
  • a characteristic of the high-capacity damping spring can be significantly extended and Impacts can - as in the high-capacity standard spring - are already largely reduced before the contact of the damping spring.
  • a part of the characteristic curve extension can also be used for improving the insulation and starting behavior of the damping spring.
  • the high-capacity damper spring can have the advantage over a high-capacity standard spring that more energy can be dissipated via an emerging friction between the windings than with the high-capacity standard spring.
  • the principal disadvantage of the damping spring can still arise in the case of the high-capacity damping spring, as is the loss of spring capacity compared with a standard spring (standard design voltages) or the high-capacity standard spring (increased permissible stresses) , Due to the fact that impacts are already largely reduced before the stop of the high-capacity damping spring, the variation of the winding diameter and thus a loss of capacity can be minimized.
  • the high-capacity damper spring can be designed as a counterpart to the high-capacity standard spring with comparable design features with regard to spring tension and setting specifications.
  • Fig. 1 is a arranged between an input part and an output part of a dual mass flywheel high-capacitive helical compression spring and
  • Fig. 2 is a diagram with a characteristic of a dual-mass flywheel with high-capacitive helical compression springs.
  • Fig. 1 shows a between an input part 100 and an output part 102 of a
  • FIG. 2 shows a diagram 200 with a characteristic curve 202 of a dual-mass flywheel with high-capacitance helical compression springs, such as helical compression springs 104 according to FIG. 1.
  • the dual-mass flywheel which is otherwise not shown, is used for arrangement in a drive train of an internal combustion engine-driven motor vehicle between an internal combustion engine and a friction clutch in order to damp torsional vibrations.
  • abrupt peak moments also occur during operation.
  • the helical compression springs, such as 104 which serve as an energy store in the dual-mass flywheel, can be compressed to block.
  • a corresponding loading direction is shown in FIG. 1 with an arrow a.
  • Such peak moments can amount to a multiple of the maximum engine torque.
  • Such peak moments are also referred to as impacts. Impacts occur in particular in a fast closing of the friction clutch when a clutch input part and a clutch output part have large speed differences.
  • Such closing operations occur, for example, in sporty driving style, but also in case of incorrect operation, such as slipping off a clutch pedal on.
  • occurrence of such closing operations is facilitated by a subsequent change factory-set control parameters of electrical control devices, such as an engine control unit, a transmission control unit and / or a clutch control unit, with the aim of increasing performance.
  • electrical control devices such as an engine control unit, a transmission control unit and / or a clutch control unit
  • chip tuning Such changes are also referred to as chip tuning.
  • the high-capacity helical compression spring 104 With the help of the high-capacity helical compression spring 104, a high impact torque is achieved.
  • the helical compression spring 104 has a constant winding diameter D over its length.
  • the winding diameter D is determined in particular by an available space.
  • the helical compression spring 104 has a constant wire thickness d.
  • a tension of the helical compression spring 104 is defined. Between the turns, the helical compression spring 104 extended distances, as s, on. The winding distances s are decisive for the stop moment. The abutment torque is increased due to the extended winding spacing s, so that the helical compression spring 104 has an increased capacity.
  • the characteristic curve 202 shown in FIG. 2 has a branch 204, which has a tensile load of
  • characteristic curve 202 is extended on the tension side as well as the thrust side with respect to a conventional characteristic curve 208 and ends at significantly higher torque values. In the present case, characteristic 202 ends at approx. 675 numbers.

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Abstract

Schraubendruckfeder (104), insbesondere für einen Drehschwingungsdämpfer, mit mehreren voneinander beabstandeten Federwindungen, die bei entsprechender Belastung auf Block zusammendrückbar sind, wobei die Schraubendruckfeder bei einer Blockbelastung in einem zeitfesten Bereich beansprucht ist und Drehschwingungsdämpfer, insbesondere Zweimassenschwungrad, aufweisend ein Eingangsteil (100) und ein Ausgangsteil (102) mit einer gemeinsamen Drehachse, um die das Eingangsteil und das Ausgangsteil zusammen drehbar und relativ zueinander begrenzt verdrehbar sind, und eine zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil wirksame Feder-Dämpfer-Einrichtung mit in Umfangsrichtung des Drehschwingungsdämpfers angeordneten derartigen Schraubendruckfedern.

Description

Schraubendruckfeder und Drehschwingungsdämpfer
Die Erfindung betrifft eine Schraubendruckfeder, insbesondere für einen Drehschwingungsdämpfer, mit mehreren voneinander beabstandeten Federwindungen, die bei entsprechender Belastung auf Block zusammendrückbar sind, und einen Drehschwingungsdämpfer, insbesondere Zweimassenschwungrad, mit derartigen Schraubendruckfedern.
Aus der DE 199 12 970 A1 ist eine Schraubendruckfeder bekannt aus Stahlfederdraht mit einer Mehrzahl von sich entlang ihrer Länge erstreckenden Windungen, wobei die Schraubenfeder auf Block drückbar ist, wobei die Schraubenfeder zwischen ihren beiden Endwindungen wenigstens zwei Windungsarten mit unterschiedlichem Außendurchmesser aufweist, nämlich einem ersten, größeren Außendurchmesser und einem zweiten, kleineren Außendurchmesser, wobei diese Windungsarten - in Längsrichtung der Feder betrachtet - sowohl nach einem bestimmten Muster aufeinanderfolgend angeordnet sind als auch derart gewickelt- sind, dass die Feder diametral gegenüberliegende Windungsbereiche aufweist, die, bezogen auf die Längsrichtung der Schraubenfeder in radialer Richtung betrachtet, sich auf einer Seite zumindest annähernd auf gleicher Höhe befinden, wohingegen die diametral gegenüberliegenden Windungsbereiche der beiden Windungsarten zumindest annähernd um ihren Außendurch- messerunterschied versetzt sind, um einen Drehschwingungsdämpfer zu schaffen, der ein großes Dämpfungspotential und eine hohe Lebensdauer aufweist. Zur genaueren Information über die Merkmale der vorliegenden Erfindung wird ausdrücklich auf die Veröffentlichung DE 199 12 970 A1 verwiesen. Die Lehre dieser Veröffentlichung ist als Bestandteil des vorliegenden Dokuments anzusehen. Merkmale dieser Veröffentlichung sind Merkmale des vorliegenden Dokuments.
Aus der DE 10 2008 005 140 A1 ist ein Torsionsschwingungsdämpfer mit einem antriebsseiti- gen und einem abtriebsseitigen Übertragungselement, die entgegen einer zwischen diesen vorgesehenen Dämpfungseinrichtung mit in Umfangsrichtung wirksamen Energiespeichern zueinander verdrehbar sind, wobei die Übertragungselemente Beaufschlagungsbereiche für die Energiespeicher aufweisen und radial innerhalb oder radial außerhalb der Energiespeicher wenigstens ein Energie absorbierendes, zwischen an den Übertragungselementen vorgesehenen Abstützbereichen einspannbares Begrenzungselement vorgesehen ist, welches gegenüber beiden Übertragungselementen begrenzt verdrehbar ist und zur Begrenzung der durch die Dämpfungseinrichtung ermöglichten Relativverdrehung zwischen den Übertragungselementen dient, um die zwischen den beiden Übertragungselementen wirksame Dämpfungseinrichtung, insbesondere die Energiespeicher, vor Überbelastungen zu schützen. Aus der DE 10 2008 009 656 A1 ist ein Torsionsschwingungsdämpfer bekannt mit einem antriebsseitigen und einem abtriebsseitigen Übertragungselement, die entgegen zumindest einer zwischen diesen vorgesehenen Dämpfungseinrichtung mit wenigstens einer in Um- fangsrichtung wirksamen langen Schraubenfeder zueinander verdrehbar sind, wobei die Übertragungselemente Beaufschlagungsbereiche für die Schraubenfeder aufweisen und radial innerhalb der Schraubenfeder wenigstens ein eine Begrenzung der Verdrehung zwischen den Übertragungselementen bewirkendes Anschlagelement vorgesehen ist, wobei das Anschlagelement zwei bis zehn Winkelgrade vor dem maximal zulässigen Kompressionsweg der Schraubenfeder wirksam wird, um insbesondere die zwischen den beiden Übertragungselementen wirksame Dämpfungseinrichtung, insbesondere die durch Schraubenfedern gebildeten Energiespeicher, vor Überbelastungen zu schützen.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine eingangs genannte Schraubendruckfeder baulich und/oder funktional zu verbessern. Insbesondere soll eine Belastung bei stoßartigen Spitzenmomenten reduziert sein. Insbesondere soll eine Funktionsbeeinträchtigung aufgrund stoßartiger Spitzenmomente verhindert sein. Insbesondere soll eine Betriebssicherheit erhöht sein. Insbesondere soll eine maximale Laufleistung erhöht sein. Insbesondere soll ein Fahrkomfort erhöht sein. Insbesondere soll ein Erfordernis eines Spitzen-Moment-Begrenzers in einem Ausrücksystem entfallen. Insbesondere soll ein Erfordernis einer insgesamt hohen Fe- dersteifigkeit entfallen. Insbesondere soll ein Erfordernis eines Drehmomentbegrenzers entfallen. Insbesondere soll ein Erfordernis einer Kupplungsmomentreduktion entfallen. Insbesondere soll ein Anschlagmoment reduziert sein. Insbesondere soll ein Aufwand reduziert sein. Insbesondere soll eine hohe Isolationswirkung gewährleistet sein. Insbesondere soll ein innenliegendes Fliehkraftpendel einsetzbar sein. Außerdem soll ein baulich und/oder funktional verbesserter Drehschwingungsdämpfer bereitgestellt werden.
Eine Lösung der Aufgabe erfolgt mit einer Schraubendruckfeder, insbesondere für einen Drehschwingungsdämpfer, mit mehreren voneinander beabstandeten Federwindungen, die bei entsprechender Belastung auf Block zusammendrückbar sind, wobei die Schraubendruckfeder bei einer Blockbelastung in einem zeitfesten Bereich beansprucht ist.
Die Schraubendruckfeder kann eine Längsachse aufweisen. Die Schraubendruckfeder kann einen Kreisquerschnitt aufweisen. Die Schraubendruckfeder kann aus einem Federdraht gewunden sein. Der Federdraht kann einen Kreisquerschnitt aufweisen. Die Schraubendruckfeder kann kaltgeformt sein. Die Schraubendruckfeder kann warmgeformt sein. Die Schraubendruckfeder kann aus einem Federstahl hergestellt sein. Die Schraubendruckfeder kann eine zylindrische Form aufweisen. Die Schraubendruckfeder kann eine bogenartige Form aufweisen. Die Schraubendruckfeder kann eine bogenförmige Längsachse aufweisen. Die Schrau- bendruckfeder kann zwei Enden aufweisen. Die Enden können zur Überleitung von Kräften zur und/oder von der Schraubendruckfeder dienen. Die Schraubendruckfeder kann zur Anordnung in einem kanal- oder torusartigen Aufnahmeraum dienen.
Die Schraubendruckfeder kann in Erstreckungsrichtung ihrer Längsachse zusammendrückbar sein. Eine Blockbelastung kann bei einer Schraubendruckfeder mit einer bogenförmigen Längsachse eine radial innere Blockbelastung sein. Zur Blockbelastung muss die Schraubendruckfeder nicht umlaufend auf Block zusammengedrückt sein. Der Begriff„zeitfest" ist kann auf eine Schwingfestigkeit bezogen sein. Die Schwingfestigkeit kann in methodischen Versuchen ermittelbar sein. Die Schwingfestigkeit kann in Dauerschwingversuchen bzw. Wöhlerver- suchen ermittelbar sein. Der Begriff„zeitfest" kann zur Abgrenzung von einem dauerfesten Bereich dienen. Ein Dauerfester Bereich kann eine Nennspannungsamplitude Sa von maximal ca. 1.200 N/mm2 aufweisen. Der zeitfeste Bereich kann ein Bereich unterhalb von ca. 1 x 106 bis ca. 5 x 106 Schwingspielen sein. Der zeitfeste Bereich kann ein Bereich zwischen ca. 104 und ca. 2 x 106 Schwingspielen sein. Der zeitfeste Bereich kann ein Bereich unterhalb von ca. 104 bis ca. 105 Schwingspielen sein. Der zeitfeste Bereich kann ein kurzzeitfester Bereich sein. Die Schraubendruckfeder kann bei einer Blockbelastung im Bereich einer Nennspannungsamplitude Sa>1.000 N/mm2, insbesondere im Bereich einer Nennspannungsamplitude Sa>1.200 N/mm2, insbesondere im Bereich einer Nennspannungsamplitude Sa>1.400 N/mm2, insbesondere im Bereich einer Nennspannungsamplitude Sa>1.600 N/mm2, beansprucht sein.
Die Schraubendruckfeder kann eine Federkennlinie aufweisen, die im Bereich einer blockfreien Belastung zumindest annähernd unverändert ist. Die Schraubendruckfeder kann eine verlängerte Kennlinie aufweisen. Die Schraubendruckfeder kann einen Kennlinienabschnitt mit einer erhöhten Steigung aufweisen. Die verlängerte Kennlinie kann zumindest abschnittsweise zur Verbesserung eines Isolations- und Startverhaltens nutzbar sein.
Die Schraubendruckfeder kann zumindest abschnittsweise zwischen den Federwindungen vergrößerte Windungsabstände aufweisen. Die Schraubendruckfeder kann zwischen den Federenden vergrößerte Windungsabstände aufweisen. Schraubenfederendseitig können die Windungsabstände nicht vergrößert sein. Beispielsweise können die ersten ein bis fünf Windungen ohne vergrößerte Abstände ausgeführt sein.
Die Schraubendruckfeder kann einen zumindest annähernd konstanten Windungsdurchmesser aufweisen. Diese Schraubendruckfeder kann als High-Capacity-Feder bezeichnet werden. Die Schraubendruckfeder kann einen variierenden Windungsdurchmesser aufweist. Der Windungsdurchmesser kann abschnittsweise derart variieren, dass bei einem Zusammendrücken der Schraubendruckfeder Windungen zumindest teilweise ineinander geschoben werden, wo- bei reibungsbedingt eine erhöhte Dämpfung auftritt. Diese Schraubendruckfeder kann als High-Capacity-Dämpfungsfeder bezeichnet werden.
Außerdem erfolgt eine Lösung der der Erfindung zugrundeliegenden Aufgabe mit einem Drehschwingungsdämpfer, insbesondere Zweimassenschwungrad, aufweisend ein Eingangsteil und ein Ausgangsteil mit einer gemeinsamen Drehachse, um die das Eingangsteil und das Ausgangsteil zusammen drehbar und relativ zueinander begrenzt verdrehbar sind, und eine zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil wirksame Feder-Dämpfer- Einrichtung mit in Umfangsrichtung des Drehschwingungsdämpfers angeordneten derartigen Schraubendruckfedern.
Der Drehschwingungsdämpfer kann ein erhöhtes Anschlagmoment aufweisen. Ein
Anschlagmoment kann ein Moment sein, bei dem die Schraubendruckfedern auf Block zusammengedrückt sein. Das Anschlagmoment kann größer als ein Brennkraftmaschinenmoment sein. Das Anschlagmoment kann das ca. 1 ,5- bis ca. 2,1 -fache des Brennkraftmaschinenmoments betragen.
Der Drehschwingungsdämpfer kann zur Anordnung in einem Antriebsstrang eines
Kraftfahrzeugs dienen. Der Antriebsstrang kann eine Brennkraftmaschine aufweisen. Der Antriebsstrang kann eine Reibungskupplungseinrichtung aufweisen. Der Antriebsstrang kann ein Getriebe aufweisen. Der Antriebsstrang kann wenigstens ein antreibbares Rad aufweisen. Der Drehschwingungsdämpfer kann in dem Antriebsstrang zwischen der Brennkraftmaschine und der Reibungskupplungseinrichtung anordenbar sein. Der Drehschwingungsdämpfer kann dazu dienen, Drehschwingungen zu reduzieren, die durch periodische Vorgänge, insbesondere in der Brennkraftmaschine, angeregt werden. Der Drehschwingungsdämpfer kann eine Fliehkraftpendeleinrichtung aufweisen. Die Fliehkraftpendeleinrichtung kann wenigstens eine unter Fliehkrafteinwirkung verlagerbare Pendelmasse aufweisen. Die Fliehkraftpendeleinrichtung kann an dem Eingangsteil angeordnet sein. Die Fliehkraftpendeleinrichtung kann an dem Ausgangsteil angeordnet sein. Die Fliehkraftpendeleinrichtung kann innenliegend sein. Die Fliehkraftpendeleinrichtung kann gehäuseartig geschützt sein.
Das Eingangsteil kann zur Antriebsverbindung mit der Brennkraftmaschine dienen. Das Eingangsteil kann einen Flanschabschnitt aufweisen. Das Eingangsteil kann einen Deckelabschnitt aufweisen. Der Flanschabschnitt und der Deckelabschnitt können einen Aufnahmeraum für die Schraubendruckfedern begrenzen. Das Eingangsteil kann Anlageabschnitte für die Schraubendruckfedern aufweisen. Die Anlageabschnitte des Eingangsteils können in den Aufnahmeraum hineinragen. Das Ausgangsteil kann ein Flanschteil aufweisen. Das Aus- gangsteil kann Anlageabschnitte für die Schraubendruckfedern aufweisen. Die Anlageabschnitte des Ausgangsteils können in den Aufnahmeraum hineinragen.
Die Schraubendruckfedern können mit ihren Längsachsen in Umfangsrichtung des
Drehschwingungsdämpfers angeordnet sein. Die Schraubendruckfedern können in Umfangsrichtung des Drehschwingungsdämpfers verteilt angeordnet sein. Die Schraubendruckfedern können sich jeweils einerseits an dem Eingangsteil und andererseits an dem Ausgangsteil abstützen. Der Drehschwingungsdämpfer kann wenigstens eine erste Schraubendruckfeder und wenigstens eine zweite Schraubendruckfeder aufweisen. Die wenigstens eine erste Schraubendruckfeder kann einem Kraftfluss in Zugrichtung zugeordnet sein. Die wenigstens eine zweite Schraubendruckfeder kann einem Kraftfluss in Schubrichtung zugeordnet sein. Der Drehschwingungsdämpfer kann mehrere erste Schraubendruckfedern aufweisen. Die mehreren ersten Schraubenfedern können in Reihenschaltung angeordnet sein. Die mehreren ersten Schraubenfedern können in Parallelschaltung angeordnet sein. Die mehreren ersten Schraubenfedern können ineinander geschachtelt angeordnet sein. Der Drehschwingungsdämpfer kann mehrere zweite Schraubendruckfedern aufweisen. Die mehreren zweiten Schraubenfedern können in Reihenschaltung angeordnet sein. Die mehreren zweiten Schraubenfedern können in Parallelschaltung angeordnet sein. Die mehreren zweiten Schraubenfedern können ineinander geschachtelt angeordnet sein. Die Feder-Dämpfer-Einrichtung kann eine Reibeinrichtung aufweisen.
Zusammenfassend und mit anderen Worten dargestellt ergibt sich somit durch die Erfindung unter anderem eine High-Capacity-Feder. Eine Federauslegung kann so geändert sein, dass eine Blockbeanspruchung weit über einem dauerfestigkeitsnahen Bereich erfolgt (>1200 bis 1600 N/mm2). Dabei kann eine Beanspruchung bei z. B. Motormoment unverändert sein. Diese Auslegung kann zu einem sehr hohen Anschlagmoment führen, das 20% bis 60% oberhalb einer üblichen Anschlagssicherheit von ca. 1 ,3 x Motormoment liegen kann. Die dabei über einem normalen Anschlagsmoment absorbierbare Energie kann oberhalb 50 J liegen. Dadurch können Impacts weitgehend„weich" abgefedert werden. Zum Schutz der besonders häufig beanspruchten ersten ca. 3 Windungen können diese konventionell ausgeführt sein. Erhöhte Anschlagsmomente können auch zu einer wesentlich robusteren Konstruktion bezüglich Chiptuning führen. Die beim Chiptuning erhöhten Motormomente führen nun nicht mehr zu Kennlinienanschlägen, die wiederum zum Zerstören eines Zweimassenschwungrads führen können. Im Vergleich zu einer Dämpfungsfeder können erstens eine Federrate und damit eine Isolationswirkung besser sein, zweitens kann die High-Capacity-Feder besser gegen ü- bermäßige Impacts geschützt sein, da ein Blocken von Windungen eine weitere Überhöhung der Spannungen verhindert. Ein konstruktive Ausführung kann durch eine Blockbeanspru- chung im Zeitfestigkeitsbereich mit einem Anschlagsmoment > 1 ,6 x Motormoment gekennzeichnet sein.
Außerdem ergibt sich durch die Erfindung zusammenfassend und mit anderen Worten dargestellt somit unter anderem eine High-Capacity-Dämpfungsfeder. Diese ist durch einen variierenden Windungsdurchmesser gekennzeichnet. Genauso wie die High-Capacity-Feder kann die High-Capacity-Dämpfungsfeder in Umfangsrichtung auseinandergezogen sein, bis an einer spannungsbestimmenden Windung ähnliche Spannungen wie an der High-Capacity- Feder anliegen. Diese können gegenüber einer heutigen Auslegungsrichtlinie dann deutlich erhöht sein. Damit kann eine Kennlinie der High-Capacity-Dämpfungsfeder wesentlich verlängert und Impacts können - wie bei der High-Capacity-Standardfeder - bereits vor Kontakt der Dämpfungsfeder weitgehend abgebaut werden. Ein Teil der Kennlinienverlängerung kann an- wendungsbezogen auch zur Verbesserung eines Isolations- und Startverhaltens der Dämpfungsfeder verwendet werden. Nach Kontakt kann die High-Capacity-Dämpfungsfeder gegenüber einer High-Capacity-Standardfeder den Vorteil haben, dass über eine entstehende Reibung zwischen den Windungen mehr Energie abgebaut werden kann als bei der High- Capacity-Standardfeder. Durch Variation der Windungen kann auch bei der High-Capacity- Dämpfungsfeder nach wie vor der prinzipielle Nachteil der Dämpfungsfeder entstehen, dass ein Verlust an Federkapazität gegenüber einer Standardfeder (Spannungen nach üblichem Auslegungsstandard) oder der High-Capacity-Standardfeder (erhöhte zulässige Spannungen) entsteht. Dadurch, dass Impacts jetzt aber bereits weitestgehend vor Anschlag der High- Capacity-Dämpfungsfeder abgebaut werden, kann die Variation des Windungsdurchmessers und damit ein Kapazitätsverlust minimiert werden. Die High-Capacity-Dämpfungsfeder kann als Pendant zur High-Capacity-Standardfeder mit vergleichbaren Auslegungsmerkmalen hinsichtlich Federspannung und Setzvorgaben ausgeführt sein.
Mit„kann" sind insbesondere optionale Merkmale der Erfindung bezeichnet. Demzufolge gibt es jeweils ein Ausführungsbeispiel der Erfindung, das das jeweilige Merkmal oder die jeweiligen Merkmale aufweist.
Mit der Erfindung ist eine Belastung bei stoßartigen Spitzenmomenten reduziert. Eine
Funktionsbeeinträchtigung aufgrund stoßartiger Spitzenmomente ist verhindert. Eine Betriebssicherheit ist erhöht. Eine maximale Laufleistung ist erhöht. Ein Fahrkomfort ist erhöht. Ein Erfordernis eines Spitzen-Moment-Begrenzers in einem Ausrücksystem entfällt. Ein Erfordernis einer insgesamt hohen Federsteifigkeit entfällt. Ein Erfordernis eines Drehmomentbegrenzers entfällt. Ein Erfordernis einer Kupplungsmomentreduktion entfällt. Ein Anschlagmoment ist reduziert. Ein Aufwand ist reduziert. Eine hohe Isolationswirkung ist gewährleistet. Ein innenliegendes Fliehkraftpendel ist einsetzbar. Nachfolgend wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung unter Bezugnahme auf Figuren näher beschrieben. Aus dieser Beschreibung ergeben sich weitere Merkmale und Vorteile. Konkrete Merkmale dieses Ausführungsbeispiels können allgemeine Merkmale der Erfindung darstellen. Mit anderen Merkmalen verbundene Merkmale dieses Ausführungsbeispiels können auch einzelne Merkmale der Erfindung darstellen.
Es zeigen schematisch und beispielhaft:
Fig. 1 eine zwischen einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil eines Zweimassenschwungrads angeordnete hoch kapazitive Schraubendruckfeder und
Fig. 2 ein Diagramm mit einer Kennlinie eines Zweimassenschwungrads mit hoch kapazitiven Schraubendruckfedern.
Fig. 1 zeigt eine zwischen einem Eingangsteil 100 und einem Ausgangsteil 102 eines
Zweimassenschwungrads angeordnete hoch kapazitive Schraubendruckfeder 104. Fig. 2 zeigt ein Diagramm 200 mit einer Kennlinie 202 eines Zweimassenschwungrads mit hoch kapazitiven Schraubendruckfedern, wie Schraubendruckfedern 104 gemäß Fig. 1 .
Das ansonsten nicht näher dargestellte Zweimassenschwungrad dient zur Anordnung in einem Antriebsstrang eines brennkraftmaschinengetriebenen Kraftfahrzeugs zwischen einer Brennkraftmaschine und einer Reibungskupplung, um Drehschwingungen zu dämpfen. Neben resonanzbedingten Drehschwingungen treten bei einem Betrieb auch schlagartige Spitzenmomente auf. Unter Einfluss derartiger Spitzenmomente können die Schraubendruckfedern, wie 104, die in dem Zweimassenschwungrad als Energiespeicher dienen, auf Block zusammengedrückt werden. Eine entsprechende Belastungsrichtung ist in der Fig. 1 mit einem Pfeil a dargestellt. Derartige Spitzenmomente können ein Vielfaches des maximalen Brennkraftmaschinenmoments betragen. Derartige Spitzenmomente werden auch als Impacts bezeichnet. Impacts entstehen insbesondere bei einem schnellen Schließen der Reibungskupplung, wenn ein Kupplungseingangsteil und ein Kupplungsausgangsteil große Drehzahlunterschiede aufweisen. Derartige Schließvorgänge treten beispielsweise bei sportlicher Fahrweise, aber auch bei Fehlbedienungen, wie Abrutschen von einem Kupplungspedal, auf. Außerdem wird ein Auftreten derartiger Schließvorgänge durch eine nachträgliche Änderung werksseitig festgelegten Steuerparameter elektrischer Steuereinrichtungen, beispielsweise eines Motorsteuergeräts, eines Getriebesteuergeräts und/oder eines Kupplungssteuergeräts, mit dem Ziel einer Leistungssteigerung begünstigt. Derartige Änderungen werden auch als Chiptuning bezeichnet. Mithilfe der hoch kapazitiven Schraubendruckfeder 104 wird ein hohes Anschlagmoment erreicht. Die Schraubendruckfeder 104 weist über ihre Länge einen konstanten Windungsdurchmesser D auf. Der Windungsdurchmesser D ist insbesondere von einem zur Verfügung stehenden Bauraum bestimmt. Die Schraubendruckfeder 104 weist eine konstante Drahtdicke d auf. Mit der Drahtdicke d ist eine Spannung der Schraubendruckfeder 104 definiert. Zwischen den Windungen weist die Schraubendruckfeder 104 erweiterte Abstände, wie s, auf. Die Windungsabstände s sind für das Anschlagmoment maßgeblich. Das Anschlagmoment ist aufgrund der erweiterten Windungsabstände s erhöht, damit weist die Schraubendruckfeder 104 eine erhöhte Kapazität auf.
Die in Fig. 2 gezeigte Kennlinie 202 weist einen Ast 204, der einer Zugbelastung des
Zweimassenschwungrads zugeordnet ist, und einen Ast 206, der einer Schubbelastung des Zweimassenschwungrads zugeordnet ist, auf. Die Kennlinie 202 ist sowohl zugseitig als auch schubseitig gegenüber einer herkömmlichen Kennlinie 208 verlängert und endet bei deutlich höheren Momentwerten. Vorliegend endet die Kennlinie 202 jeweils bei ca. 675 Nrn.
Bezugszeichenliste
100 Eingangsteil
102 Ausgangsteil
104 Schraubendruckfeder
200 Diagramm
202 Kennlinie
204 Ast
206 Ast
208 Kennlinie

Claims

Patentansprüche
1 . Schraubendruckfeder (104), insbesondere für einen Drehschwingungsdämpfer, mit mehreren voneinander beabstandeten Federwindungen, die bei entsprechender Belastung auf Block zusammendrückbar sind, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraubendruckfeder (104) bei einer Blockbelastung in einem zeitfesten Bereich beansprucht ist.
2. Schraubendruckfeder (104) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die
Schraubendruckfeder (104) bei einer Blockbelastung im Bereich einer Nennspannungsamplitude Sa>1.000 N/mm2, insbesondere im Bereich einer Nennspannungsamplitude Sa>1.200 N/mm2, insbesondere im Bereich einer Nennspannungsamplitude Sa>1.400 N/mm2, insbesondere im Bereich einer Nennspannungsamplitude Sa>1.600 N/mm2, beansprucht ist.
3. Schraubendruckfeder (104) nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraubendruckfeder (104) eine Federkennlinie aufweist, die im Bereich einer blockfreien Belastung zumindest annähernd unverändert ist.
4. Schraubendruckfeder (104) nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraubendruckfeder (104) eine verlängerte Kennlinie aufweist.
5. Schraubendruckfeder (104) nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die verlängerte Kennlinie zumindest abschnittsweise zur Verbesserung eines Isolations- und Startverhaltens nutzbar ist.
6. Schraubendruckfeder (104) nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraubendruckfeder (104) zumindest abschnittsweise zwischen den Federwindungen vergrößerte Windungsabstände (s) aufweist.
7. Schraubendruckfeder (104) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass schrau- benfederendseitig die Windungsabstände nicht vergrößert sind.
8. Schraubendruckfeder (104) nach wenigstens einem der Ansprüche1 -7, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraubendruckfeder (104) einen zumindest annähernd konstanten Windungsdurchmesser (D) aufweist.
9. Schraubendruckfeder (104) nach wenigstens einem der Ansprüche 1 -7, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraubendruckfeder (104) einen variierenden Windungsdurchmesser aufweist.
10. Drehschwingungsdämpfer, insbesondere Zweimassenschwungrad, aufweisend ein Eingangsteil (100) und ein Ausgangsteil (102) mit einer gemeinsamen Drehachse, um die das Eingangsteil (100) und das Ausgangsteil (102) zusammen drehbar und relativ zueinander begrenzt verdrehbar sind, und eine zwischen dem Eingangsteil (100) und dem Ausgangsteil (102) wirksame Feder-Dämpfer-Einrichtung mit in Umfangsrichtung des Drehschwingungsdämpfers angeordneten Schraubendruckfedern(104) nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche.
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