WO2018060215A1 - Verstelleinrichtung in einem kraftfahrzeug mit reibdämpfungssystem - Google Patents

Verstelleinrichtung in einem kraftfahrzeug mit reibdämpfungssystem Download PDF

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WO2018060215A1
WO2018060215A1 PCT/EP2017/074430 EP2017074430W WO2018060215A1 WO 2018060215 A1 WO2018060215 A1 WO 2018060215A1 EP 2017074430 W EP2017074430 W EP 2017074430W WO 2018060215 A1 WO2018060215 A1 WO 2018060215A1
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friction
carrier
drive
housing
adjusting device
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PCT/EP2017/074430
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Joachim Müller
Mario Pfister
Samuel Schneider
Jörg SELIGMANN
Original Assignee
Brose Fahrzeugteile Gmbh & Co. Kommanditgesellschaft, Bamberg
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    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F7/00—Vibration-dampers; Shock-absorbers
    • F16F7/08—Vibration-dampers; Shock-absorbers with friction surfaces rectilinearly movable along each other
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E05—LOCKS; KEYS; WINDOW OR DOOR FITTINGS; SAFES
    • E05F—DEVICES FOR MOVING WINGS INTO OPEN OR CLOSED POSITION; CHECKS FOR WINGS; WING FITTINGS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR, CONCERNED WITH THE FUNCTIONING OF THE WING
    • E05F15/00—Power-operated mechanisms for wings
    • E05F15/60—Power-operated mechanisms for wings using electrical actuators
    • E05F15/603—Power-operated mechanisms for wings using electrical actuators using rotary electromotors
    • E05F15/665—Power-operated mechanisms for wings using electrical actuators using rotary electromotors for vertically-sliding wings
    • E05F15/689—Power-operated mechanisms for wings using electrical actuators using rotary electromotors for vertically-sliding wings specially adapted for vehicle windows
    • E05F15/697—Motor units therefor, e.g. geared motors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F7/00—Vibration-dampers; Shock-absorbers
    • F16F7/02—Vibration-dampers; Shock-absorbers with relatively-rotatable friction surfaces that are pressed together
    • F16F7/06—Vibration-dampers; Shock-absorbers with relatively-rotatable friction surfaces that are pressed together in a direction perpendicular or inclined to the axis of rotation
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E05—LOCKS; KEYS; WINDOW OR DOOR FITTINGS; SAFES
    • E05Y—INDEXING SCHEME ASSOCIATED WITH SUBCLASSES E05D AND E05F, RELATING TO CONSTRUCTION ELEMENTS, ELECTRIC CONTROL, POWER SUPPLY, POWER SIGNAL OR TRANSMISSION, USER INTERFACES, MOUNTING OR COUPLING, DETAILS, ACCESSORIES, AUXILIARY OPERATIONS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR, APPLICATION THEREOF
    • E05Y2600/00—Mounting or coupling arrangements for elements provided for in this subclass
    • E05Y2600/60—Mounting or coupling members; Accessories therefor
    • E05Y2600/634—Spacers
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E05—LOCKS; KEYS; WINDOW OR DOOR FITTINGS; SAFES
    • E05Y—INDEXING SCHEME ASSOCIATED WITH SUBCLASSES E05D AND E05F, RELATING TO CONSTRUCTION ELEMENTS, ELECTRIC CONTROL, POWER SUPPLY, POWER SIGNAL OR TRANSMISSION, USER INTERFACES, MOUNTING OR COUPLING, DETAILS, ACCESSORIES, AUXILIARY OPERATIONS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR, APPLICATION THEREOF
    • E05Y2800/00—Details, accessories and auxiliary operations not otherwise provided for
    • E05Y2800/40—Physical or chemical protection
    • E05Y2800/422—Physical or chemical protection against vibration or noise

Definitions

  • the invention relates to an adjusting device for a motor vehicle, in particular for doors and flaps, such as for the motorized adjustment of windows, doors or locks.
  • piezoelectric elements are arranged in the bearing area of the drive shaft of a drive device, which are not only suitable to detect axial vibrations of the shaft, but also actively act on the vibration behavior of the shaft or the associated rotor of a motor by electronically controlled by the piezoelectric elements on the shaft end of the rotor.
  • Such active Vibration-influencing systems are technically relatively complex and economically feasible only to a limited extent in mass production.
  • a vibration damping measure which consists in the interposition of a damping element made of rubber or elastomer in the way of structure-borne noise propagation.
  • the two metallic interfaces of a connecting element were connected by vulcanization of an intermediate damping element. But even this solution is relatively expensive and technically difficult to implement in many cases.
  • vibration dampers in which an elastic friction damper fixed to a friction agent carrier and a relatively movable friction element are in frictional connection the vibration damping can perform a rubbing relative movement to each other, it is irrelevant whether the vibrating object represents the friction element or whether it is firmly connected to the friction damper, so acts as Reibstoffmik.
  • Friction damping systems are known, for example, in washing machines for the vibration-damping suspension of washing machine drums, wherein the friction paths amount to 5 millimeters or more.
  • the transmission of the technology known there to the damping of drives or motors is not possible because both the vibration amplitudes and the frequencies differ by several orders of magnitude.
  • an adjusting device for a motor vehicle with a motor drive and a support to which the drive is mounted proposed, in which a Reibdämpfungssystem is provided with at least one Reibstoffmik, at least one friction element and a friction damper, by means of the vibrations of the drive relative to the Supported carrier in the range of 30 - 1 0,000 Hz, by a rubbing relative movement between the friction member and the provided on the Reibstoffong Reibdämpfer is permitted, wherein
  • a damped amplitude of the oscillation is at least 30% lower than a non-damped amplitude.
  • the drive comprises, for example, a two-part housing with a first housing part and a second housing part, which at different, mutually remote sides of the carrier, for. B. a module carrier of a window, are arranged so that a portion of the carrier between the first and second housing parts, and the at least one friction element is part of the first housing part and the at least one Reibstoffmoi part of the second housing part.
  • the first and second housing parts are connected to one another, for example, by a plurality of fastening openings in the support. At least one of the attachment openings, a relative movement of the first and second housing parts is then specifically allowed to each other. In the region of this at least one attachment opening, the at least one friction element and the at least one friction agent carrier are provided to prevent vibrations of the Drive by in the range of at least one mounting hole specifically approved relative movements of the first and second housing parts to damp each other.
  • the at least one friction agent carrier of the second housing part can protrude through the mounting opening in the carrier and project with the provided on the Reibstoffarna at least one friction damper on the side of the carrier on which the second housing part is arranged.
  • the at least one friction element of the first housing part then at least partially receives the protruding friction medium carrier.
  • the at least one friction element of the first housing part is formed in the form of a bush, in which a protruding through the mounting hole and projecting part of the Reibstoffmiks is added.
  • the at least one friction element on the carrier and the at least one friction agent carrier are provided on the drive or conversely the at least one friction element on the drive and the at least one friction agent carrier on the carrier (1) are provided.
  • Such a variant is of course also combinable with a variant explained above.
  • the drive may then comprise a two-part housing with a first housing part and a second housing part, which are arranged on different, mutually remote sides of the carrier, so that a portion of the carrier lies between the first and second housing parts, and a first friction element part of the first Housing part and a first Reibstoffmik is part of the second housing part and (a) a second friction element on the carrier and a second Reibstoffmik are provided on the drive or vice versa (b) a second friction element on the drive and a second Reibstoffmik are provided on the carrier.
  • the Reibffenffy may be formed or formed on a housing part of the drive or on the carrier.
  • the friction element may be formed or formed on the carrier or on a housing part of the drive.
  • the at least one friction element is provided on a housing of the drive or an element connected to a housing of the drive), in particular formed thereon.
  • the at least one friction element is through a stiffening rib provided on the housing,
  • An extension element for example, rod-shaped or peg-shaped protruding from the housing of the drive can be formed.
  • a friction damping system of an adjusting device is designed or adjustable so that vibrations in the range of 30 - 10,000 Hz are attenuated, wherein the non-damped amplitude between Reibstoffmik and friction element is at most 2.0 mm, preferably in the range of 0 , 1 mm to 1, 0 mm, and the attenuated amplitude is at least 30%, preferably at least 50% lower than the non-damped amplitude.
  • the dependent claims indicate preferred variants of the invention.
  • the friction damper is at least partially enclosed, ie enclosed, in the vibration direction by the friction agent carrier, wherein the height of the mount extending orthogonally to the direction of vibration is, for example, at least 50% of a mean height of the friction damper.
  • the friction damper can be partially enclosed by the at least one friction element along at least one direction of oscillation, wherein the height of a circumferential extension of the at least one friction element is 50% of a mean height of the friction damper.
  • tolerance-dependent minimum heights of the enclosure of the Reibdämpfers provided sen.
  • the height of the enclosure of Reibdämpfers 60% to 90% of the height of the Reibdämpfers.
  • the height of the friction damper rim should be set at 30% to 60% of the height of the friction damper.
  • a friction plane of the friction damper can in principle be arranged parallel to the vibration plane of the friction element.
  • the friction plane is defined here by the at least one friction damper. Along the friction plane extends a friction surface of the Reibdämpfers.
  • a variant of the invention in particular in combination with a spring-elastic contact between the friction element on the one hand and the Reibstoffarme placed on the other friction damper on the other hand, but also an acute-angled arrangement between the friction plane of the Reibdämpfers and a plane of vibration of the friction element is possible.
  • the friction element executes its relative movement during vibrations of the drive.
  • This variant has the advantage that during each individual vibration, changing friction conditions (inter alia with regard to the ratio of friction and seer effects) and the associated different damping properties can be used.
  • Comparable effects can be achieved with a concave contour of the Reibdämpfers, wherein the concave contour may correspond to a circle portion, a portion of an ellipse or parabola, or may be formed from two obtuse composite surfaces. Such contours are also suitable to dampen the translatory vibrations superimposed rotational oscillations.
  • the friction damping system ie its components in operative connection (Reibffenou, friction damper and friction element) can be placed at different locations.
  • An extremely space-saving variant is to integrate the Reibdämpfungssystem in one of several attachment points of a drive, wherein one degree of freedom can be maintained in the direction of vibration.
  • Another possibility is to use a portion of the outer wall of the drive, esp. A suitable surface of the engine or transmission housing.
  • These vibrating surfaces of the drive can be used as a friction element, which emit vibration energy in contact with a fixed to a base friction damper.
  • the friction damper is fixed to the drive and is supported against a formed as a friction element counter surface of a base.
  • the desired amplitude can be adjusted in the ratio of the lever lengths by shifting the oscillating surface belonging to the friction damping system away from the drive to be damped.
  • This is particularly easy to implement by an extension element which is integrally formed on the desired housing wall.
  • a separate extension element can be used, which is to be connected to the oscillatory housing.
  • the drive to be damped is mounted on a pre-assembly carrier or a module carrier, as is known, for example, for drives of cable window lifters on door modules, a part of the Reibdämpfungssystems can be integrally integrated into the carrier, but at least connected to the carrier.
  • the function of the friction agent carrier or the friction element can be assigned to the relevant region of the carrier.
  • a similar procedure can be used if the friction damping system is to be combined with a drive for a vehicle seat.
  • the carrier of the drive z. B. a seat rail, a seat side part or the structure of a backrest.
  • a suitable material for the friction damper usually from the material classes “rubber” or “elastomers”, should be made depending on the specific requirements of the individual case.
  • the requirements to be considered concern in particular the material pairing, which is based on the choice of the material of the friction element, the range of the operating temperature to be covered and any changes in the surface quality over time, eg. B. due to chemical influences or pollution.
  • the material pairing which is based on the choice of the material of the friction element, the range of the operating temperature to be covered and any changes in the surface quality over time, eg. B. due to chemical influences or pollution.
  • the friction medium carrier is made of plastic or is part of a plastic part (eg a carrier plate or a housing), the friction damper can advantageously be molded onto it by means of a multi-component injection molding process.
  • the friction damping system according to the invention is particularly suitable for damping acoustic vibrations that are generated by a drive of a window regulator of a motor vehicle.
  • the friction agent carrier should be an integral part of the module carrier, wherein the associated friction element is part of the oscillatory drive, in particular the transmission or motor housing.
  • the friction element can be part of the one housing part and the Reibstoffarme part of the other housing part of the two-piece housing.
  • the proposed solution further relates to an adjusting device for a motor vehicle, with a motor drive and a carrier to which the drive is attached, wherein the drive comprises a two-part housing having a first housing part and a second housing part, which on different, mutually remote sides of Carriers are arranged so that a portion of the carrier is located between the first and second housing parts, and wherein the first and second housing parts are interconnected by a plurality of attachment openings in the carrier.
  • the drive comprises a two-part housing having a first housing part and a second housing part, which on different, mutually remote sides of Carriers are arranged so that a portion of the carrier is located between the first and second housing parts, and wherein the first and second housing parts are interconnected by a plurality of attachment openings in the carrier.
  • the at least one friction element is part of the first housing part and the at least one friction agent carrier is part of the second housing part. Relative movement of the first and second housing parts relative to one another is permitted on at least one of the fastening openings and the at least one friction element and the at least one friction-medium carrier are provided in the region of this at least one fastening opening.
  • the proposed solution further relates to an adjusting device for a motor vehicle, with a motor drive and a carrier to which the drive is attached, wherein the drive comprises a housing.
  • a friction damping system with at least one friction agent carrier, at least one friction element and a friction damper is provided, by means of which vibrations of the drive relative to the carrier in the range of 30-1000 Hz are damped by a friction relative movement between the friction element and the friction damper provided on the Reibstoffippo is allowed.
  • the at least one friction element on the carrier and the at least one Reibstoffmik to the housing of the drive or connected to a housing of the drive element or vice versa the at least one friction element on the housing of the drive or connected to a housing of the drive element and the at least one friction agent carrier is provided on the carrier.
  • FIG. 1 a a detail of the view of a module carrier of a vehicle door from the side of the cable outlet housing of a cable window lifter;
  • FIG. 1b shows a detail of the view of a module carrier of a vehicle door from the side of the drive and control unit of a cable window lifter;
  • Figure 2 a section of an exploded view of a drive unit of a
  • FIG. 2b Exploded view analogous to FIG. 2a, but without module carrier;
  • FIG. 8b shows a detail of a side view in a sectional view of the system according to FIG.
  • FIG. 9a a detail of a top view of a system similar to the system according to FIG. 6a, but with an extension element as a friction element on the pole pot of the motor;
  • FIG. 9b shows a perspective view of the system according to FIG. 9a
  • FIG. 10 shows a schematic illustration of a friction damping system with a friction damper partially enclosed by a friction agent carrier, wherein the friction surface extends parallel to the vibration plane of the friction element;
  • Figure 1 Schematic representation of a Reibdämpfungssystems with a partially enclosed by Reibstoffarna friction damper, wherein two symmetrically arranged friction surfaces extend at an angle to the vibration plane of the friction element;
  • FIG. 1 2 Schematic representation of a Reibdämpfungssystems with a partially enclosed by Reibstoffarna friction damper, wherein the friction surface is slightly concave, and with a vibrating in two main directions friction element;
  • FIG. 1 3 Schematic representation of a Reibdämpfungssystems with a partially enclosed by Reibstoffarna friction damper, wherein a concave friction surface is adapted to fit the associated rice-round cross-sectional area of a rotationally vibrating friction element;
  • Figure 14 force-displacement diagram for different Shore hardnesses of friction dampers.
  • Figures 1 a and 1 b show sections of views of a module carrier 1 of a vehicle door from the side of the cable outlet housing 330 and the motor drive 2 of a cable window lifter.
  • the support plate 1 of the door module mounting holes 1 In the region of the attachment points 331 of the cable outlet housing 330 and the associated fastening points 221 of the gear housing 220, the support plate 1 of the door module mounting holes 1 1, through which the two housings are connected together and secured to the module carrier.
  • On the so-called dry space side of the drive 2 forms a structural unit consisting of the electric motor 20, the electronic control device 21 and the transmission 220.
  • damping points 222, 332 a third attachment point was usually arranged, which was analogous to the other attachment points 221, 331 was formed.
  • this point 222, 332 is now equipped with a friction damping system, wherein at this point the transfer of fastening forces transversely to the door level is dispensed with.
  • FIGS 2a and 2b show exploded views of a drive unit of a cable window lifter analogous to Figures 1 a, 1 b, in which the Reibdämpfungssystem (in the field of otherwise conventional attachment point) can be seen in detail. Accordingly, a pin-shaped friction medium carrier 332a rises from the damping point 322, which tapers somewhat in the direction of its free end, that is to say has an acute-angled contour.
  • the outer contours of the friction damper 40 may be part of a virtual, substantially cylindrical envelope surface.
  • the friction element 222 of the gear housing 220 which serves to damp the vibration is designed in the form of a bush (see also FIG. 2 c) which is suitable for receiving the peg-shaped friction means carrier 332 a with the friction dampers 40.
  • the inner contour of the bushing can have the same acute angle as the friction agent carrier 332a.
  • the contour can also have a more acute angle.
  • the combination with a cylindrical contour is in principle applicable, especially if the outer contour of the friction damper 40 is part of a virtual, substantially cylindrical envelope surface.
  • the constructive dimensioning and material-technical selection of the components of the Reibdämpfungssystems thus offers a variety of possible variations. It is also possible to generate varying damping properties via the oscillation path. These degrees of freedom allow a good adaptation of the Reibdämpfungssystems invention to the prevailing conditions and needs. As a result, the frequencies to be damped can be influenced as well as the amplitudes of the oscillating drives.
  • the assembly formed from the motor 20, electronic unit 21 and gear 22 is excited to vibrate.
  • the drive 2 is connected via two attachment points 221 through attachment openings 1 1 of the carrier plate 1 with the rope outlet housing 330 lying on the other side (wet space side) of the carrier plate 1, the imaginary connecting line between the designated attachment points 221 forms a vibration axis S (see also Figures 1 a, 1 b).
  • the attachment points 331 on the side of the cable outlet housing 330 Befest Whilesdome 331 a are screwed into which from the sides of the transmission housing 22 screws after the Befest onlysdome 331 a were inserted into a suitable receptacles 221 a.
  • the oscillation axis S lies substantially in the plane of the carrier plate 1 and separates on the one hand the comparatively heavy motor 20 with the connected electronic unit 21 and on the other hand the transmission 22, which has a drive worm and a worm wheel 225 driven by it.
  • the drive force is transmitted to a (not shown) cable drum via a mechanical interface 224 in the manner of a positive coupling, which sits on a bearing 333 in the designated space 334 of the cable drum housing 330.
  • the friction damping system (40, 222, 332a) is arranged to provide the largest possible vibration amplitude for the Reibdämpfungssystem available.
  • a rubbing relative movement takes place between the friction means 222 and the friction damper 40. Even if this relative movement is in the range of tenths of a millimeter, measurable and subjectively perceivable improvements in the acoustics of the drive can be achieved according to findings from experiments with arrangements according to the invention.
  • FIG. 3 Another variant of the invention (see FIG. 3) is based on a largely unchanged drive 2, which has been in use for a long time, wherein only one of the usual attachment points has been converted into a swingable engagement 221 '. As described in FIGS. 2a to 2c, this engagement can be very similar to the elements 222, 332a. In principle, it would be sufficient to dispense with a friction damper 40 on Reibstoffvic 332a. According to this variant, suitable smooth or planar surfaces 222a of the gear housing 22 are used as the friction element 222a. Associated with these are friction damper 40a, which are connected to Reibstoffmikn 1 3a. Ideally, these Reibstoffrang 1 3a do not represent separate elements, but are integrally formed on the support plate 1 (preferably made of plastic) formed.
  • One of the above-described embodiment very similar variant shows the example of Figure 4. It differs only in that a stiffening rib of the gear housing 22 is used as the friction element 222b. Accordingly, on both sides of the stiffening rib 222b friction damper 40b are supported, which are supported by Reibstoffmikn 1 3b.
  • the schematically indicated friction means carrier 1 3c are preferably integrally connected to the carrier 1 of the drive unit 2.
  • the carrier 1 is produced by the plastic injection molding process, it would be considered to form a friction damper 40c consisting of elastomer in the two-component process on the friction agent carrier 1 3c.
  • the friction damper 40c can also be formed on the extension element 222c, so that it would function as a friction agent carrier.
  • the element, which is excellent as a friction agent carrier 1 3c would assume the function of a friction element.
  • FIGS. 6a-6c shows a carrier plate 1 made of plastic, on which two friction agent carriers 1 3d are formed.
  • the drive 2 is, analogously to the variant of FIG. 5 already described, fastened to the carrier plate 1 via the two fastening points 221, so that along these fastening points 221 a virtual oscillation axis S is established, around which the parts 20, 21, 22 of the drive 2 swing.
  • the friction medium carriers 1 3d are arranged in the region of the free end of the pole pot of the electric motor 20.
  • the friction dampers 40 d connected to the friction medium carriers 1 3d arranged on both sides extend along the plane of oscillation which is formed by the convex surface 222d of the pole pot of the motor 20 acting as a friction element.
  • FIGS. 7a and 7b differs from that described above only in that the friction means carriers 1 3e are associated with the friction dampers 40e of the cylindrical surface of a bearing area 231 of the motor housing 20, so that this bearing area 231 acts as a friction element 222e.
  • an extension element 222g need not necessarily and exclusively represent a rigid extension of the selected oscillatory part (electric motor 20).
  • the selection or dimensioning of a connecting adapter 231 g for the extension element 222g and the dimensioning of the extension element 222g itself, as well as the material selection, can significantly influence the properties of the friction damping system.
  • the extension element 222 g is connected to the end bearing area 231 of the electric motor 20.
  • the U-shaped connection with the extension element 222g represents an elasticity which has an effect on the vibration behavior and the damping properties of the overall system.
  • the extension or friction element 222g in the form of a longitudinally slotted tube, which is itself relatively stiff and with its end portion in frictional contact with the Reibdämpfern 40g, which bear on the Reibstoffmikn 1 3g.
  • an extension element which, while being substantially rigid in bending along the plane of oscillation, is spring-elastic transversely to the plane of oscillation.
  • Such an embodiment would have the advantage that it could easily compensate for the dimensional and positional tolerances between the drive 2 and the friction means carrier or the friction damper.
  • FIGS. 10 to 13 show by way of example some possible variants of the structure of a friction damping system in the context of the invention. Because of the large number of combinatorial possibilities of constructive details of the Reibstoffmiks, Reibdämpfers and the friction element, as well as the vibration behavior, only basic allusions to the potential variation of the design options can be presented here.
  • a friction damping system is schematically illustrated, as is also the case with the technical embodiments described above came. Accordingly, the friction surface 400h of the friction element 40h runs parallel to the vibration plane E of the friction element 222h.
  • the friction damper 40h is bordered by more than 50% of its height from the friction agent carrier. The deeper the skirt of the friction damper 40h, that is, the smaller the portion protruding from the skirt of the friction medium carrier 1 3h, the lower the shear rate in the material of the friction damper 40h.
  • FIG. 1 1 essentially corresponds to that of FIG. 10, but with the difference that the friction surface 400i extends at an acute angle to the vibration plane E, namely symmetrically, starting from the central region at the level of the illustrated rest position of the friction element 222i.
  • the ratio of shear and friction effects with the oscillations changes periodically, in such a way that with increasing deflection of the friction element 222i from its rest position, the proportion of shear effects at the expense of the frictional effects increases.
  • This tendency is additionally supported by the fact that the border of the friction damper 40i is significantly larger in the central region than at the edges, ie at the turning points of the oscillating friction element 222i.
  • the angle of the friction surface 400i is exaggerated with respect to the vibration plane E to clarify the construction.
  • FIG. 1 2 shows a friction element 222j with a circular outer friction contour whose vertical oscillations in the plane of vibration E are superimposed by rotational vibrations R.
  • the Reibstoffvic 1 3j sums a Reibdämpfer 40j to more than 50%.
  • Whose friction surface 400j is concave, which has a radius which is greater than the radius of the friction contour of the Reibdämpfers 222j. Since such a construction represents a compromise with respect to the two different vibrations, a combination in which the two friction partners 40j, 222j lie resiliently against one another appears advantageous.
  • Figure 1 3 shows an embodiment of a Reibdämpfungssystem which is tailored to an exclusively rotationally vibrating object.
  • the friction surface 400k of the Reibffenvic 1 3k held friction damper 40k has the same radius of curvature as the outer friction contour of the rotationally vibrating friction element 222k.
  • the material selection in particular with regard to the so-called Shore hardness and the tribological surface properties, plays a significant role in the efficiency and effectiveness of the friction damping system. For example, working within the proposed solution with vibration amplitudes up to 2 mm. For orientation, reference is made by way of example to the force-displacement diagram of Figure 1 4.
  • the normal force is given by the spring force of the elastomer
  • the "spring force” can be derived from the corresponding stress-strain diagram (pressure) in the elastic range.
  • Attenuation rate x 0.5
  • Friction partner rubber / steel ⁇ 0,5
  • Elastomer preload selection FS characteristic for F D 1050 N, ie. 1 mm travel or preload

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Verstelleinrichtung für ein Kraftfahrzeug, mit einem motorischen Antrieb (2) und einem Träger (1), an dem der Antrieb (2) befestigt ist, bei ein Reibdämpfungssystem mit mindestens einem Reibmittelträger (332a, 13a-13k), mindestens einem Reibelement (222, 222a-222k) und einem Reibdämpfer (40, 40a-40k) vorgesehen ist, mittels dem Schwingungen des Antriebs (2) relativ zu dem Träger (1) im Bereich von 30 – 10.000 Hz bedämpft werden, indem eine reibende Relativbewegung zwischen dem Reibelement (222, 222a-222k) und dem an dem Reibmittelträger (13a-13k, 332a) vorgesehenen Reibdämpfer (40, 40a-40k) zugelassen ist, wobei - zwischen Reibmittelträger (332a, 13a-13k) und Reibelement (222, 222a-222k) eine nicht-bedämpfte Amplitude der Schwingung von höchstens 2,0 mm zugelassen ist, und - mittels des Reibdämpfungssystems eine bedämpfte Amplitude der Schwingung um wenigstens 30 % niedriger liegt als eine nicht-bedämpfte Amplitude.

Description

Versteileinrichtung in einem Kraftfahrzeug mit Reibdämpfungssystem
Die Erfindung betrifft eine Versteileinrichtung für ein Kraftfahrzeug, insbesondere für Türen und Klappen, wie beispielsweise zur motorischen Verstellung von Fensterscheiben, Türen oder Schlössern.
Die Anforderungen hinsichtlich der Dämpfung von Geräuschen sind in der Vergangenheit kontinuierlich gestiegen und haben mit dem Einstieg in die Elektromobilität zusätzlich Auftrieb erhalten. Zur Vermeidung bzw. Verringerung unerwünschter Geräusche sind, ausgehend von einem vorgegebenen motorischen Antrieb, unterschiedliche technische Lösungsansätze bekannt.
Gemäß DE 1 0 2007 042 003 A1 wird vorgeschlagen, einen sog. Schwingungstilger mit dem Elektromotor einer Kraftfahrzeug-Versteileinrichtung zu verbinden. Das Befestigungselement des Schwingungstilgers ist mit einem schwingungsfähigen Biegebalken gekoppelt, der an seinem freien Ende eine Zusatzmasse trägt. Die Dimensionierung des Tilgers erfolgt in Abhängigkeit von den zu dämpfenden Frequenzen und Amplituden.
Es sind aber auch aktiv wirkende Systeme bekannt, wie das in DE 1 0 201 1 005 360 A1 beschriebene. Demnach sind im Lagerbereich der Antriebswelle einer Antriebsvorrichtung Piezoelemente angeordnet, die nicht nur geeignet sind, axiale Schwingungen der Welle zu detektieren, sondern auch auf das Schwingungsverhalten der Welle bzw. des damit verbundenen Rotors eines Motors aktiv einzuwirken, indem die Piezoelemente elektronisch gesteuert auf das Wellenende des Rotors einwirken. Derartige aktive Schwingungsbeeinflussende Systeme sind technisch vergleichsweise aufwändig und wirtschaftlich nur bedingt in der Massenproduktion umsetzbar.
Aus DE 203 02 066 U 1 ist eine schwingungsdämpfende Maßnahme bekannt, die in einer Zwischenschaltung eines Dämpfungselements aus Gummi oder Elastomer in den Weg der Körperschallausbreitung besteht. Hierfür wurden die beiden metallischen Schnittstellen eines Verbindungselements durch Vulkanisation eines zwischenliegenden Dämpfungselements verbunden. Aber auch diese Lösung ist relativ teuer und in vielen Fällen technisch nur schwer umsetzbar.
Als ein weiteres Dämpfungsprinzip kann das von sogenannten„Reibdämpfern" angesehen werden, bei dem ein an einem Reibmittelträger festgelegter elastischer Reibdämpfer und ein dazu relativ bewegliches Reibelement in reibender Verbindung stehen. Bei diesem System kommt es darauf an, dass der Reibdämpfer und das Reibelement zum Zwecke der Schwingungsdämpfung eine reibende Relativbewegung zueinander ausführen können, wobei es unerheblich ist, ob das schwingende Objekt das Reibelement repräsentiert oder ob es fest mit dem Reibdämpfer verbunden ist, also als Reibmittelträger fungiert.
Reibdämpfungssysteme sind beispielsweise bekannt in Waschmaschinen zur schwingungsdämpfenden Aufhängung von Waschmaschinentrommeln, wobei die Reibwege 5 Millimeter und mehr betragen. Die Übertragung der dort bekannten Technik auf die Dämpfung von Antrieben bzw. Motoren ist nicht möglich, weil sich sowohl die Schwingungsamplituden als auch die Frequenzen um mehrere Größenordnungen unterscheiden.
Aus der DE 1 03 58 204 A1 ist ein Reibdämpfungssystem für eine Anwendung in einem Kraftfahrzeug bekannt, wobei dem Reibmittelträger ein Aktuator zugeordnet ist, der geeignet ist die Anpresskraft des Reibmittels einzustellen. Hierfür soll die Kombination von Reibmittelträger und Reibelement einen Kondensator bilden, der mit einer Auswerteschaltung zur Erfassung der Relativbewegung zwischen Reibelement und Reibmittelträger verbunden ist. Eine elektronische Erfassung der Schwingungen und die Steuerung der Wirkung des Reibdämpfungssystems ermöglichen zwar die Einhaltung der Dämpfungsvorgaben in einem vergleichsweise engen Bereich, jedoch erscheint die technische Umsetzung sehr aufwändig und teuer. Der Erfindung liegt deshalb die Problematik zugrunde, einerseits ein einfaches und für die Massenproduktion taugliches Reibdämpfungssystem für eine Versteileinrichtung sowie eine entsprechende Versteileinrichtung zu entwickeln, bei dem/der das Konstruktionsprinzip auch an unterschiedliche Bedingungen und Bedürfnisse gut anpassbar ist.
Erfindungsgemäß wird die der Problematik zugrunde liegende technische Aufgabe durch eine Versteileinrichtung des Anspruchs 1 gelöst.
Hiernach ist eine Versteileinrichtung für ein Kraftfahrzeug, mit einem motorischen Antrieb und einem Träger an dem der Antrieb befestigt ist, vorgeschlagen, bei der ein Reibdämpfungssystem mit mindestens einem Reibmittelträger, mindestens einem Reibelement und einem Reibdämpfer vorgesehen ist, mittels dem Schwingungen des Antriebs relativ zu dem Träger im Bereich von 30 - 1 0.000 Hz bedämpft werden, indem eine reibende Relativbewegung zwischen dem Reibelement und dem an dem Reibmittelträger vorgesehenen Reibdämpfer zugelassen ist, wobei
zwischen Reibmittelträger und Reibelement eine nicht-bedämpfte Amplitude der
Schwingung von höchstens 2,0 mm zugelassen ist, und
mittels des Reibdämpfungssystems eine bedämpfte Amplitude der Schwingung um wenigstens 30 % niedriger liegt als eine nicht-bedämpfte Amplitude.
In einer Ausführungsvariante umfasst der Antrieb beispielsweise ein zweiteiliges Gehäuse mit einem ersten Gehäuseteil und einem zweiten Gehäuseteil, die an unterschiedlichen, voneinander abgewandten Seiten des Trägers, z. B. einem Modulträger eines Fensterhebers, angeordnet sind, sodass ein Abschnitt des Trägers zwischen den ersten und zweiten Gehäuseteilen liegt, und das mindestens eine Reibelement Bestandteil des ersten Gehäuseteils und der mindestens eine Reibmittelträger Bestandteil des zweiten Gehäuseteils ist.
In einer hierauf basierenden Weiterbildung sind die ersten und zweiten Gehäuseteile beispielsweise durch mehrere Befestigungsöffnungen in dem Träger hindurch miteinander verbunden. An mindestens einer der Befestigungsöffnungen ist dann eine Relativbewegung der ersten und zweiten Gehäuseteile zueinander gezielt zugelassen. Im Bereich dieser mindestens einen Befestigungsöffnung sind das mindestens eine Reibelement und der mindestens eine Reibmittelträger vorgesehen, um Schwingungen des Antriebs durch im Bereich der mindestens einen Befestigungsöffnung gezielt zugelassene Relativbewegungen der ersten und zweiten Gehäuseteile zueinander zu bedämpfen.
Insbesondere kann der mindestens eine Reibmittelträger des zweiten Gehäuseteils durch die Befestigungsöffnung in dem Träger ragen und mit dem an dem Reibmittelträger vorgesehenen mindestens einen Reibdämpfer an der Seite des Trägers vorstehen, an der das zweite Gehäuseteil angeordnet ist. In einer Ausführungsvariante nimmt dann das mindestens eine Reibelement des ersten Gehäuseteils den vorstehenden Reibmittelträger zumindest teilweise auf . Hierin eingeschlossen ist z. B. eine Variante, bei der das mindestens eine Reibelement des ersten Gehäuseteils in Form einer Buchse ausgebildet ist, in der ein durch die Befestigungsöffnung ragender und vorstehender Teil des Reibmittelträgers aufgenommen ist.
In einer Ausführungsvariante sind das mindestens eine Reibelement an dem Träger und der mindestens eine Reibmittelträger an dem Antrieb vorgesehen oder es sind umgekehrt das mindestens eine Reibelement an dem Antrieb und der mindestens eine Reibmittelträger an dem Träger ( 1 ) vorgesehen sind. Eine solche Ausführungsvariante ist selbstverständlich auch mit einer vorstehend erläuterten Variante kombinierbar. Dementsprechend kann dann der Antrieb ein zweiteiliges Gehäuse mit einem ersten Gehäuseteil und einem zweiten Gehäuseteil umfassen, die an unterschiedlichen, voneinander abgewandten Seiten des Trägers angeordnet sind, sodass ein Abschnitt des Trägers zwischen den ersten und zweiten Gehäuseteilen liegt, und ein erstes Reibelement Bestandteil des ersten Gehäuseteils und ein erster Reibmittelträger Bestandteil des zweiten Gehäuseteils ist sowie (a) ein zweites Reibelement an dem Träger und ein zweiter Reibmittelträger an dem Antrieb vorgesehen sind oder umgekehrt (b) ein zweites Reibelement an dem Antrieb und ein zweiter Reibmittelträger an dem Träger vorgesehen sind.
Beispielsweise kann der Reibmittelträger an einem Gehäuseteil des Antriebs oder an dem Träger ausgeformt oder angeformt sein. Alternativ oder ergänzend kann das Reibelement an dem Träger oder an einem Gehäuseteil des Antriebs ausgeformt oder angeformt sein.
In einer Ausführungsvariante ist das mindestens eine Reibelement an einem Gehäuse des Antriebs oder einem mit einem Gehäuse des Antriebs) verbundenen Elements vorgesehen, insbesondere hieran ausgebildet. Beispielsweise ist das mindestens eine Reibelement durch - eine an dem Gehäuse vorgesehenen Versteifungsrippe,
- ein an dem Gehäuse des Antriebs angeordnetes Verlängerungselement, oder
- eine äußere Mantelfläche eines Poltopfes des Antriebs
ausgebildet.
Ein Verlängerungselement kann beispielsweise Stab- oder zapfenförmig von dem Gehäuses des Antriebs vorstehend ausgebildet sein.
Wie bereits vorstehend angegeben, ist ein Reibdämpfungssystem einer erfindungsgemäßen Versteileinrichtung derart ausgelegt oder einstellbar, dass Schwingungen im Bereich von 30 - 10.000 Hz bedämpft werden, wobei die nicht- bedämpfte Amplitude zwischen Reibmittelträger und Reibelement höchstens 2,0 mm beträgt, vorzugsweise im Bereich von 0, 1 mm bis 1 ,0 mm liegt, und die bedämpfte Amplitude um wenigstens 30 %, vorzugsweise wenigstens 50 % niedriger liegt als die nicht-bedämpfte Amplitude. Die abhängigen Ansprüche geben Vorzugsvarianten der Erfindung an.
Gemäß einer Ausführungsform der Erfindung ist der Reibdämpfer zumindest in Schwingungsrichtung vom Reibmittelträger teilweise eingefasst, also eingehaust, wobei die Höhe der orthogonal zur Schwingungsrichtung verlaufenden Einfassung zum Beispiel mindestens 50 % einer mittleren Höhe des Reibdämpfers beträgt. Mit anderen Worten kann der Reibdämpfer zumindest entlang einer Schwingungsrichtung von dem mindestens einen Reibelement teilweise eingefasst sein, wobei die Höhe einer in Schwingungsrichtung verlaufenden Einfassung des mindestens einen Reibelements 50 % einer mittleren Höhe des Reibdämpfers beträgt.
Um die funktionelle Leistungsfähigkeit des Reibdämpfungssystems auch bei großen Toleranzketten sicherstellen zu können, können toleranzabhängige Mindesthöhen der Einfassung des Reibdämpfers vorgesehen sen. Beispielsweise soll bei einer maximalen Gesamttoleranz (welche der Summe aller gleichgerichteten Einzeltoleranzen entspricht) zwischen Reibmittelträger und Reibelement quer zur Schwingungsrichtung von weniger als 1 mm, die Höhe der Einfassung des Reibdämpfers 60 % bis 90 % der Höhe des Reibdämpfers betragen. Bei einer Gesamttoleranz von mehr als 1 bis 3 mm, soll die Höhe der Einfassung des Reibdämpfers mit 30 % bis 60 % der Höhe des Reibdämpfers gewählt werden. Eine Reibebene des Reibdämpfers kann grundsätzlich parallel zur Schwingungsebene des Reibelements angeordnet sein. Die Reibebene wird hierbei durch den mindestens einen Reibdämpfer definiert. Entlang der Reibebene erstreckt sich eine Reibfläche des Reibdämpfers. Nach einer Variante der Erfindung, insbesondere in Kombination mit einer federelastischen Anlage zwischen dem Reibelement einerseits und dem am Reibmittelträger platzierten Reibdämpfer andererseits, ist aber auch eine spitzwinklige Anordnung zwischen der Reibebene des Reibdämpfers und einer Schwingungsebene des Reibelements möglich. Entlang der Schwingungsebene führt das Reibelement bei Schwingungen des Antriebs seine Relativbewegung aus. Diese Variante hat den Vorteil, dass während jeder einzelnen Schwingung sich verändernde Reibungsbedingungen (unter anderem hinsichtlich des Verhältnisses von Reib- und Seher-Effekten) und die damit verbundenen unterschiedlichen Dämpfungseigenschaften genutzt werden können.
Vergleichbare Effekte können mit einer konkaven Kontur des Reibdämpfers erzielt werden, wobei die konkave Kontur einem Kreisabschnitt, einem Abschnitt einer Ellipse oder Parabel entsprechen kann, oder aus zwei stumpfwinklig zusammengesetzten Flächen gebildet werden kann. Derartige Konturen sind auch geeignet, den translatorischen Schwingungen überlagerte rotatorische Schwingungen zu dämpfen.
In Fall, dass ausschließlich rotatorische Schwingungen gedämpft werde sollen, wäre es natürlich vorteilhat, die Konturen der ineinander greifenden Bereiche des Reibelements und des Reibdämpfers kreis- oder kreisabschnittsförmig auszubilden. Um Form- und Lagetoleranzen auszugleichen, wäre auch in diesem Falle eine federelastische Positionierung der beiden Teile einer„starren" Anordnung vorzuziehen.
Gemäß der Erfindung kann das Reibdämpfungssystem, also seine in Wirkverbindung stehenden Bestandteile (Reibmittelträger, Reibdämpfer und Reibelement) an verschiedenen Orten platziert werden. Eine äußerst platzsparende Variante besteht darin, das Reibdämpfungssystem in eine von mehreren Befestigungsstellen eines Antriebs zu integrieren, wobei in Schwingungsrichtung ein Freiheitsgrad vorgehalten werden kann.
Eine andere Möglichkeit besteht darin, einen Bereich der äußeren Wandung des Antriebs, insb. eine geeignete Fläche des Motor- oder Getriebegehäuses zu nutzen. Diese schwingenden Flächen des Antriebs können als Reibelement genutzt werden, die im Kontakt mit einem an einer Basis befestigten Reibdämpfer Schwingungsenergie abgeben. Natürlich ist auch die kinematische Umkehr denkbar, bei der der Reibdämpfer am Antrieb festgelegt ist und gegen eine als Reibelement ausgebildete Gegenfläche einer Basis abgestützt ist.
Sollten die Schwingungsamplituden für einen effizienten Betrieb des ausgewählten Reibdämpfungssystems nicht hinreichend groß sein, kann durch eine Verlagerung der zum Reibdämpfungssystem gehörenden schwingenden Fläche weg vom zu dämpfenden Antrieb die gewünschte Amplitude im Verhältnis der Hebellängen eingestellt werden. Besonders einfach lässt sich dies durch ein Verlängerungselement umsetzen, das einstückig an die gewünschte Gehäusewand angeformt ist. Aber auch ein separates Verlängerungselement kann zur Anwendung kommen, das mit dem schwingungsfähigen Gehäuse zu verbinden ist. Indem diese Verlängerungselemente quer zur Schwingungsebene federelastisch ausgebildet werden, können diese eventuell vorhandene Toleranzen kompensieren, ohne die Funktionalität des Systems zu beeinträchtigen. Darüber hinaus können die spezifischen Schwingungseigenschaften eines separaten Verlängerungselements zur Beeinflussung der Dämpfungseigenschaften des erfindungsgemäßen Reibdämpfungssystems genutzt werden.
Sofern der zu dämpfende Antrieb auf einem Vormontageträger oder einen Modulträger montiert ist, wie dies beispielsweise für Antriebe von Seilfensterhebern auf Türmodulen bekannt ist, kann ein Teil des Reibdämpfungssystems einteilig in den Träger integriert sein, zumindest aber mit dem Träger verbunden werden. Auch hierbei ist es wahlweise möglich, dem betreffenden Bereich des Trägers die Funktion des Reibmittelträgers oder des Reibelements zuzuordnen. Analog kann verfahren werden, wenn das Reibdämpfungssystem mit einem Antrieb für einen Fahrzeugsitz kombiniert werden soll. In diesem Fall könnte der Träger des Antriebs z. B. eine Sitzschiene, ein Sitzseitenteil oder die Struktur einer Rückenlehne sein.
Die Auswahl eines geeigneten Materials für den Reibdämpfer, in der Regel aus den Materialklassen „Gummi" oder „Elastomere", sollte in Abhängigkeit von den konkreten Anforderungen des Einzelfalles erfolgen. Die zu berücksichtigenden Anforderungen betreffen insbesondere die Materialpaarung, wobei von der Wahl des Materials des Reibelements auszugehen ist, den Bereich der abzudeckenden Betriebstemperatur und eventuelle Veränderungen der Oberflächengüte über die Zeit, z. B. infolge chemischer Einflüsse oder Verschmutzung. Durch Modifikation des Materials des Reibdämpfers, z. B. hinsichtlich seiner tribologischen Eigenschaften, können die gewünschten Reib- und Dämpfungseigenschaften in einem vergleichsweise weiten Bereich eingestellt werden.
Wenn der Reibmittelträger aus Kunststoff gefertigt ist oder Bestandteil eines Kunststoffteils (z. B. einer Trägerplatte oder eines Gehäuses) ist, kann in vorteilhafterweise der Reibdämpfer mittels eines Mehrkomponenten-Spritzgießverfahren daran angeformt werden.
Das erfindungsgemäße Reibdämpfungssystem eignet sich besonders zur Dämpfung von akustischen Schwingungen, die von einem Antrieb eines Fensterhebers eines Kraftfahrzeugs erzeugt werden. Wenn der Antrieb auf einem Modulträger montiert ist, sollte der Reibmittelträger integraler Bestandteil des Modulträgers sein, wobei das zugeordnete Reibelement Bestandteil des schwingungsfähigen Antriebs ist, insbesondere des Getriebe- oder Motorgehäuses. Natürlich ist es auch möglich, das Reibelement als separates Teil auszuführen und mit dem schwingungsfähigen Teil des Antriebs zu verbinden.
Nach einer anderen Variante der Erfindung, die darauf basiert, dass der auf dem Modulträger montierte Antrieb ein zweiteiliges Getriebegehäuse aufweist, dessen Teile auf jeweils einer Seite des Modulträgers angeordnet und über Befestigungsstellen miteinander in Eingriff stehen, kann das Reibelement Bestandteil des einen Gehäuseteils und der Reibmittelträger Bestandteil des anderen Gehäuseteils des zweiteiligen Gehäuses sein. Die Umkehrung der beschriebenen Anordnung mit Bezug auf die beiden Gehäuseteile (kinematische Umkehr) ist natürlich auch ohne weiteres möglich.
Die vorgeschlagene Lösung betrifft ferner eine Versteileinrichtung für ein Kraftfahrzeug, mit einem motorischen Antrieb und einem Träger, an dem der Antrieb befestigt ist, wobei der Antrieb ein zweiteiliges Gehäuse mit einem ersten Gehäuseteil und einem zweiten Gehäuseteil umfasst, die an unterschiedlichen, voneinander abgewandten Seiten des Trägers angeordnet sind, sodass ein Abschnitt des Trägers zwischen den ersten und zweiten Gehäuseteilen liegt, und wobei die ersten und zweiten Gehäuseteile durch mehrere Befestigungsöffnungen in dem Träger hindurch miteinander verbunden sind. Analog zu den vorstehend erläuterten Aspekten ist in Reibdämpfungssystem mit mindestens einem Reibmittelträger, mindestens einem Reibelement und einem Reibdämpfer als Teil der Versteileinrichtung vorgesehen ist, mittels dem Schwingungen des Antriebs relativ zu dem Träger im Bereich von 30 - 1 0.000 Hz bedämpft werden. indem eine reibende Relativbewegung zwischen dem Reibelement und dem an dem Reibmittelträger vorgesehenen Reibdämpfer zugelassen ist. Hier ist das mindestens eine Reibelement Bestandteil des ersten Gehäuseteils und der mindestens eine Reibmittelträger ist Bestandteil des zweiten Gehäuseteils. An mindestens einer der Befestigungsöffnungen ist eine Relativbewegung der ersten und zweiten Gehäuseteile zueinander zugelassen und das mindestens eine Reibelement und der mindestens eine Reibmittelträger sind im Bereich dieser mindestens einen Befestigungsöffnung vorgesehen.
Die vorgeschlagene Lösung betrifft ferner eine Versteileinrichtung für ein Kraftfahrzeug, mit einem motorischen Antrieb und einem Träger, an dem der Antrieb befestigt ist, wobei der Antrieb ein Gehäuse umfasst. Analog zu den vorstehend erläuterten Aspekten ist ein Reibdämpfungssystem mit mindestens einem Reibmittelträger, mindestens einem Reibelement und einem Reibdämpfer vorgesehen, mittels dem Schwingungen des Antriebs relativ zu dem Träger im Bereich von 30 - 1 0.000 Hz bedämpft werden, indem eine reibende Relativbewegung zwischen dem Reibelement und dem an dem Reibmittelträger vorgesehenen Reibdämpfer zugelassen ist. Hierbei sind das mindestens eine Reibelement an dem Träger und der mindestens eine Reibmittelträger an dem Gehäuse des Antriebs oder einem mit einem Gehäuse des Antriebs verbundenen Element vorgesehen oder umgekehrt sind das mindestens eine Reibelement an dem Gehäuse des Antriebs oder einem mit einem Gehäuse des Antriebs verbundenen Element und der mindestens eine Reibmittelträger an dem Träger vorgesehen.
Nachfolgend wird die Erfindung anhand mehrerer Ausführungsbeispiele und den dargestellten Figuren näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 a Ausschnitt der Ansicht eines Modulträgers einer Fahrzeugtür vonseiten des Seilausgangsgehäuses eines Seilfensterhebers;
Figur 1 b Ausschnitt der Ansicht eines Modulträgers einer Fahrzeugtür vonseiten der Antriebs- und Steuerungseinheit eines Seilfensterhebers;
Figur 2a Ausschnitt aus einer Explosionsdarstellung einer Antriebseinheit eines
Seilfensterhebers mit einem Reibdämpfungssystem im Bereich einer
(sonst üblichen) Befestigungsstelle zum Modulträger; Figur 2b Explosionsdarstellung analog Figur 2a, jedoch ohne Modulträger;
Schnittdarstellung durch das Reibdämpfungssystem und durch die beiden durch den Modulträger getrennten Getriebegehäuseteile;
Draufsicht auf eine Antriebseinheit, bei der Bereiche der Außenflächen des Getriebegehäuses als Reibelemente fungieren;
Draufsicht auf eine Antriebseinheit, bei der eine Versteifungsrippe des Getriebegehäuses als Reibelemente fungiert;
Draufsicht auf eine Antriebseinheit, bei der ein im Getriebegehäuses integriertes Verlängerungselement als Reibelemente fungiert;
Perspektivische Ansicht einer auf einem Modulträger montierten Antriebseinheit, bei der das Motorgehäuse als Reibelement fungiert, und die Reibmittelträger im Modulträger integriert sind;
Ausschnitt einer Draufsicht auf das System gemäß Figur 6a;
Ausschnitt einer Seitenansicht des System gemäß Figur 6a;
Ausschnitt einer Draufsicht auf ein dem System gemäß Figur 6a ähnlichen System, jedoch unter Nutzung des Lagerbereichs der Motorwelle als Reibelement;
Ausschnitt einer Seitenansicht des System gemäß Figur 7a;
Ausschnitt einer Draufsicht auf ein dem System gemäß Figur 6a ähnlichen System, jedoch mit einer stirnseitigen Fläche des Lagerbereichs der Motorwelle als Reibelement;
Figur 8b Ausschnitt einer Seitenansicht in Schnittdarstellung des System gemäß
Figur 8a; Figur 9a Ausschnitt einer Draufsicht auf ein dem System gemäß Figur 6a ähnlichen System, jedoch mit einem Verlängerungselement als Reibelement am Poltopf des Motors;
Figur 9b Perspektivische Ansicht des Systems gemäß Figur 9a;
Figur 10 Schematische Darstellung eines Reibdämpf ungssystems mit einem teilweise von Reibmittelträger eingefassten Reibdämpfer, wobei die Reibfläche parallel zur Schwingungsebene des Reibelements verläuft;
Figur 1 1 Schematische Darstellung eines Reibdämpfungssystems mit einem teilweise von Reibmittelträger eingefassten Reibdämpfer, wobei zwei symmetrisch angeordnete Reibflächen winklig zur Schwingungsebene des Reibelements verlaufen;
Figur 1 2 Schematische Darstellung eines Reibdämpfungssystems mit einem teilweise von Reibmittelträger eingefassten Reibdämpfer, wobei die Reibfläche leicht konkav geformt ist, und mit einem in zwei Hauptrichtungen schwingenden Reibelement;
Figur 1 3 Schematische Darstellung eines Reibdämpfungssystems mit einem teilweise von Reibmittelträger eingefassten Reibdämpfer, wobei eine konkav geformte Reibfläche passgenau der zugeordneten reisrunden Querschnittsfläche eines rotatorisch schwingenden Reibelements angepasst ist;
Figur 14 Kraft-Weg-Diagramm für verschiedene Shore-Härten von Reibdämpfern.
Obwohl sich die konkreten Ausführungsbeispiel und Zeichnungen der Erfindung ausschließlich auf Antriebe für Fensterheber beziehen, ist die vorliegende Erfindung auch für andere Versteileinrichtungen in Kraftfahrzeugen, wie z. B. Türantriebe und Sitzverstellvorrichtungen anwendbar. Besonders vorteilhaft sind Anwendungen, bei denen die Schallquelle (Antrieb) auf einem Träger montiert ist, der hinsichtlich der Schallabstrahlung die Eigenschaft aufweist, als Verstärker wirken zu können. Ein solcher Fall liegt regelmäßig vor, wenn ein Fensterheberantrieb auf einem Türmodulträger montiert ist, wie dies auch bereits in EP 2 531 686 B1 beschrieben und gezeigt wurde. Um der Weiterleitung des Körperschalls entgegenzuwirken, wird vorgeschlagen, die Anbindungsstellen des Antriebs am Modulträger durch schlitzartige Unterbrechungen akustisch teilweise zu entkoppeln. Zur Gewährleistung der Dichtheit gegen Wasserdurchtritt sind die Schlitze mit einem weichen elastischen Kunststoff verschlossen.
Die Figuren 1 a und 1 b zeigen Ausschnitte von Ansichten eines Modulträgers 1 einer Fahrzeugtür vonseiten des Seilausgangsgehäuses 330 bzw. des motorischen Antriebs 2 eines Seilfensterhebers. Im Bereich der Befestigungsstellen 331 des Seilausgangsgehäuses 330 und den zugeordneten Befestigungsstellen 221 des Getriebegehäuses 220 weist die Trägerplattes 1 des Türmoduls Befestigungsöffnungen 1 1 auf, durch die hindurch die beiden Gehäuse miteinander verbunden und am Modulträger befestigt werden. Auf der sogenannten Trockenraumseite bildet der Antrieb 2 eine Baueinheit, die aus dem Elektromotor 20, der elektronischen Steuerungseinrichtung 21 und dem Getriebe 220 besteht.
Im Bereich hier vorgesehener Dämpfungsstellen 222, 332 war üblicherweise eine dritte Befestigungsstelle angeordnet, die analog den anderen Befestigungsstellen 221 , 331 ausgebildet war. In einer erfindungsgemäßen Ausführungsvariante ist diese Stelle 222, 332 nun mit einem Reibdämpfungssystem ausgestattet, wobei an dieser Stelle auf die Übertragung von Befestigungskräften quer zur Türebene verzichtet wird.
Die Figuren 2a und 2b zeigen Explosionsdarstellungen einer Antriebseinheit eines Seilfensterhebers analog zu den Figuren 1 a, 1 b, bei denen das Reibdämpfungssystem (im Bereich der sonst üblichen Befestigungsstelle) im Detail zu erkennen ist. Demnach erhebt sich von der Dämpfungsstelle 322 ein zapfenförmiger Reibmittelträger 332a, der sich in Richtung seines freien Endes etwas verjüngt, also eine spitzwinklige Kontur aufweist.
In den Reibmittelträger 332a sind mehrere über die äußere Kontur gleichmäßig verteilte Reibdämpfer 40 angeordnet. Deren äußere Konturen können der spitzwinkligen Kontur des Reibmittelträgers 332a folgen oder einen dazu winkligen Verlauf aufweisen. Insbesondere können die äußeren Konturen der Reibdämpfer 40 Bestandteil einer virtuellen, im Wesentlichen zylindrischen Hüllfläche sein. Das der Schwingungsdämpfung dienende Reibelement 222 des Getriebegehäuses 220 ist in Form einer Buchse (siehe auch Figur 2c) ausgebildet, die geeignet ist, den zapfenförmigen Reibmittelträger 332a mit den Reibdämpfern 40 aufzunehmen. Dabei kann die innere Kontur der Buchse die gleiche Spitzwinkligkeit aufweisen wie der Reibmittelträger 332a. Die Kontur kann aber auch einen spitzeren Winkel aufweisen. Auch die Kombination mit einer zylindrischen Kontur ist prinzipiell anwendbar, insbesondere dann, wenn die äußere Kontur der Reibdämpfer 40 Bestandteil einer virtuellen, im Wesentlichen zylindrischen Hüllfläche ist.
Die konstruktive Dimensionierung und materialtechnische Auswahl der Bestandteile des Reibdämpfungssystems (40, 222, 332a) bietet also eine Vielzahl von Variationsmöglichkeiten. Es besteht auch die Möglichkeit, über den Schwingungsweg sich ändernde Dämpfungseigenschaften zu erzeugen. Diese Freiheitsgrade erlauben eine gut Anpassung der erfindungsgemäßen Reibdämpfungssystems an die jeweils herrschenden Bedingungen und Bedürfnisse. Dadurch kann auf die zu bedämpfenden Frequenzen ebenso Einfluss genommen werden, wie auf die Amplituden der schwingenden Antriebe.
Die Funktionsweise des Reibdämpfungssystems im Zusammenhang mit dem in den Figuren 2a - 2c dargestellten auf der Trägerplatte 1 montierten Antrieb 2 ist wie folgt:
Angeregt durch die bewegten Teile des Antriebs 2, insbesondere durch den rotierenden Anker des Elektromotors 20, wird die aus Motor 20, Elektronikeinheit 21 und Getriebe 22 gebildete Baueinheit zu Schwingungen angeregt. Bei der vorliegenden Befestigungsvariante, bei der der Antrieb 2 über zwei Befestigungsstellen 221 durch Befestigungsöffnungen 1 1 der Trägerplatte 1 mit dem auf der anderen Seite (Nassraumseite) der Trägerplatte 1 liegenden Seilausgangsgehäuse 330 verbunden ist, bildet die gedachte Verbindungslinie zwischen den bezeichneten Befestigungsstellen 221 eine Schwingungsachse S (siehe auch Figuren 1 a, 1 b).
Im vorliegenden Ausführungsbeispiel weisen die Befestigungsstellen 331 aufseiten des Seilausgangsgehäuses 330 Befestigungsdome 331 a auf, in die hinein vonseiten des Getriebegehäuses 22 Schrauben geschraubt werden, nachdem die Befestigungsdome 331 a in passfähige Aufnahmen 221 a eingesetzt wurden. Die Schwingungsachse S liegt im Wesentlichen in der Ebene der Trägerplatte 1 und separiert einerseits den vergleichsweise schweren Motor 20 mit der angeschlossenen Elektronikeinheit 21 und andererseits das Getriebe 22, das eine Antriebsschnecke und ein von dieser angetriebenes Schneckenrad 225 aufweist. Über eine mechanische Schnittstelle 224 nach Art einer formschlüssigen Kupplung wird die Antriebskraft auf eine (nicht dargestellte) Seiltrommel übertragen, die auf einem Lager 333 in dem dafür vorgesehenen Raum 334 des Seiltrommelgehäuses 330 sitzt.
Auf den am weitesten von der Schwingungsachse entfernt liegenden Stellen der Gehäuseteile 22, 330 ist das Reibdämpfungssystem (40, 222, 332a) angeordnet, um für das Reibdämpfungssystem eine möglichst große Schwingungsamplitude zur Verfügung zu stellen. Schließlich muss systembedingt vorausgesetzt werden, dass zwischen dem Reibmittel 222 und dem Reibdämpfer 40 eine reibende Relativbewegung stattfindet. Auch wenn diese Relativbewegung im Bereich von Zehntel Millimetern liegt, können nach Erkenntnissen aus Versuchen mit erfindungsgemäßen Anordnungen messbare und auch subjektiv fühlbare Verbesserungen der Akustik des Antriebs erzielt werden.
Eine weitere Erfindungsvariante (siehe Figur 3) geht von einem weitgehend unveränderten, seit langem in Einsatz befindlichen Antrieb 2 aus, wobei lediglich eine der üblichen Befestigungsstellen zu einem schwingungsfähigen Eingriff 221 ' umgestaltet wurde. Dieser Eingriff kann, wie in den Figuren 2a bis 2c beschrieben, den Elementen 222, 332a sehr ähnlich sein. Prinzipiell würde es ausreichen, auf einen Reibdämpfer 40 am Reibmittelträger 332a zu verzichten. Gemäß dieser Variante werden geeignete glatte bzw. ebene Flächen 222a des Getriebegehäuses 22 als Reibelement 222a eingesetzt. Diesen zugeordnet sind Reibdämpfer 40a, die mit Reibmittelträgern 1 3a verbunden sind. Idealerweise stellen diese Reibmittelträger 1 3a keine separaten Elemente dar, sondern sind einstückig an der Trägerplatte 1 (vorzugsweise aus Kunststoff gefertigt) angeformt.
Eine der voranstehend beschriebenen Ausführungsform sehr ähnliche Variante zeigt das Beispiel von Figur 4. Es unterscheidet sich nur dadurch, dass als Reibelement 222b eine Versteifungsrippe des Getriebegehäuses 22 genutzt wird. Dementsprechend stützen sich beidseitig der Versteifungsrippe 222b Reibdämpfer 40b ab, die von Reibmittelträgern 1 3b getragen werden. Die Erfindungsvariante von Figur 5, bei der das Reibelement 222c als Verlängerung des Getriebegehäuses 22 ausgebildet ist, bietet sich an, wenn keine der ohnehin vorhandenen Flächen des Getriebegehäuses 22 als Reibelement fungieren können oder wenn die Schwingungsamplitude vergrößert werden soll. Die schematisch angedeuteten Reibmittelträger 1 3c sind vorzugsweise mit dem Träger 1 der Antriebseinheit 2 einteilig verbunden. Insbesondere wenn der Träger 1 im Kunststoff-Spritzgieß-Verfahren hergestellt wird, wäre zu erwägen, an den Reibmittelträger 1 3c im 2-Komponenten- Verfahren einen aus Elastomer bestehenden Reibdämpfer 40c anzuformen. Grundsätzlich kann der Reibdämpfer 40c aber auch am Verlängerungselement 222c angeformt werden, so dass diese als Reibmittelträger fungieren würde. Entsprechend würde das in Figur 5 als Reibmittelträger 1 3c ausgezeichnete Element die Funktion eines Reibelements übernehmen.
Die in den Figuren 6a - 6c dargestellte Ausführungsvariante zeigt eine Trägerplatte 1 aus Kunststoff, an der zwei Reibmittelträger 1 3d angeformt sind. Der Antrieb 2 ist, analog der bereits beschriebenen Variante von Figur 5, über die beiden Befestigungsstellen 221 an der Trägerplatte 1 befestigt, so dass sich entlang dieser Befestigungsstellen 221 eine virtuelle Schwingungsachse S einstellt, um die die Teile 20, 21 , 22 des Antriebs 2 schwingen. Um eine möglichst große Schwingungsamplitude nutzbar zu machen, sind die Reibmittelträger 1 3d im Bereich des freien Endes des Poltopfes des Elektromotors 20 angeordnet. Die mit den beidseitig angeordneten Reibmittelträgern 1 3d verbundenen Reibdämpfer 40d erstrecken sich entlang der Schwingungsebene, die von der als Reibelement wirkenden konvexen Fläche 222d des Poltopfes des Motors 20 gebildet wird.
Die Ausführungsform der Figuren 7a und 7b unterscheidet sich von der voranstehend beschriebenen nur dadurch, dass die Reibmittelträger 1 3e mit den Reibdämpfern 40e der zylindrischen Fläche eines Lagerbereichs 231 des Motorgehäuses 20 zugeordnet sind, so dass dieser Lagerbereich 231 als Reibelement 222e wirkt.
Gemäß der Variante der Figuren 8a und 8b ist nur ein Reibmittelträger 1 3f vorgesehen, dessen Reibdämpfer 40f an eine ringförmige Stirnfläche des Lagerbereichs 230 angreift. Im Übrigen entspricht dieses Ausführungsbeispiel dem der Figuren 6a bis 7b.
Sofern eine erhebliche Vergrößerung der Schwingungsamplitude notwendig sein sollte (siehe Figuren 9a und 9b), um die Funktionalität des erfindungsgemäßen Reibdämpfungssystems gewährleisten bzw. die gewünschten Wirkungen erzielen zu können, können die notwendigen Anpassungen unter Einsatz eines als Reibelement 222g fungierenden Verlängerungselements erfolgen. Ein Verlängerungselement 222g muss nicht zwangsläufig und ausschließlich eine starre Verlängerung des ausgewählten schwingungsfähigen Teils (Elektromotor 20) darstellen. Durch die Auswahl bzw. Dimensionierung eines verbindenden Adapters 231 g für das Verlängerungselement 222g und die Dimensionierung des Verlängerungselements 222g selbst, wie auch die Materialauswahl, kann erheblich auf die Eigenschaften des Reibdämpfungssystems Einfluss genommen werden.
Mit dem im vorliegenden Beispiel verwendeten Adapter 231 g ist das Verlängerungselement 222g am endseitigen Lagerbereich 231 des Elektromotors 20 angeschlossen. Die U-förmige Verbindung mit dem Verlängerungselement 222g stellt dabei eine Elastizität dar, die sich auf das Schwingungsverhalten und die Dämpfungseigenschaften des Gesamtsystems auswirkt.
Gemäß Figur 9b weist das Verlängerungs- bzw. Reibelement 222g die Form eines längsgeschlitzten Rohres auf, das selbst relativ steif ist und mit seinem endseitigen Abschnitt in reibendem Kontakt mit den Reibdämpfern 40g steht, die an den Reibmittelträgern 1 3g lagern. Es kann aber auch von Vorteil sein, ein Verlängerungselement zu verwenden, das zwar entlang der Schwingungsebene im Wesentlichen biegesteif ausgeführt ist, aber quer zur Schwingungsebene federelastisch ist. Eine solche Ausführung hätte den Vorteil, dass sie die Maß- und Lagetoleranzen zwischen dem Antrieb 2 und dem Reibmittelträger bzw. dem Reibdämpfer in einfacher Weise ausgleichen könnte.
Die schematischen Darstellungen der Figuren 10 bis 1 3 zeigen exemplarisch einige mögliche Varianten des Aufbaus eines Reibdämpfungssystems im erfindungsgemäßen Zusammenhang. Wegen der Vielzahl der kombinatorischen Möglichkeiten konstruktiver Details des Reibmittelträgers, des Reibdämpfers und des Reibelements, sowie des Schwingungsverhaltens, können hier nur grundsätzliche Andeutungen zum Variationspotential der Gestaltungsmöglichkeiten dargestellt werden.
Gemäß der Variante von Figur 1 0 ist ein Reibdämpfungssystem schematisch dargestellt, wie dieses auch bei den voran beschriebenen technischen Ausführungen zur Anwendung kam. Demnach verläuft die Reibfläche 400h des Reibelements 40h parallel zur Schwingungsebene E des Reibelements 222h. Der Reibdämpfer 40h ist zu mehr als 50 % seiner Höhe vom Reibmittelträger eingefasst. Je tiefer die Einfassung des Reibdämpfers 40h, also je geringer der Anteil ist, der aus der Einfassung des Reibmittelträgers 1 3h herausragt, umso geringer ist der Scheranteil im Material des Reibdämpfers 40h.
Die Variante von Figur 1 1 entspricht im Wesentlichen der von Figur 1 0, jedoch mit dem Unterschied, dass die Reibfläche 400i spitzwinklig zur Schwingungsebene E verläuft, und zwar symmetrisch, ausgehend vom mittleren Bereich auf Höhe der dargestellten Ruhestellung des Reibelements 222i. Im Betrieb ergibt sich aus einer solchen Konstruktion, dass sich das Verhältnis aus Scher- und Reibungseffekten mit den Schwingungen periodisch ändert, und zwar derart, dass sich mit zunehmender Auslenkung des Reibelements 222i aus seiner Ruhestellung der Anteil der Schereffekte zu Lasten der Reibeffekte vergrößert. Diese Tendenz wird zusätzlich dadurch unterstützt, dass die Einfassung des Reibdämpfers 40i im mittleren Bereich deutlich größer ist als an den Rändern, also an den Wendepunkten des schwingenden Reibelements 222i. An dieser Stelle sei darauf hingewiesen, dass der Winkel der Reibfläche 400i in Bezug auf die Schwingungsebene E zur Verdeutlichung der Konstruktion übertrieben dargestellt ist.
Das Beispiel von Figur 1 2 zeigt ein Reibelement 222j mit kreisrunder äußerer Reibkontur, dessen vertikale Schwingungen in der Schwingungsebene E von rotatorischen Schwingungen R überlagert sind. Der Reibmittelträger 1 3j fasst einen Reibdämpfer 40j zu mehr als 50 % ein. Dessen Reibfläche 400j ist konkav ausgebildet, wobei diese einen Radius aufweist, der größer ist als der Radius der Reibkontur des Reibdämpfers 222j. Da eine derartige Konstruktion bezogen auf die beiden unterschiedlichen Schwingungen einen Kompromiss darstellt, erscheint eine Kombination vorteilhaft, bei der die beiden Reibpartner 40j, 222j federelastisch aneinander liegen.
Figur 1 3 zeigt ein Ausführungsbeispiel für ein Reibdämpfungssystem, das auf ein ausschließlich rotatorisch schwingendes Objekt zugeschnitten ist. Hierfür ist es vorteilhaft, die Konturen der beiden Reibpartner einander anzupassen. Deshalb weist die Reibfläche 400k des vom Reibmittelträger 1 3k gehaltenen Reibdämpfer 40k den gleichen Krümmungsradius auf wie die äußere Reibkontur des rotatorisch schwingenden Reibelements 222k. Wie bereits erwähnt, spielt die Materialauswahl, insbesondere hinsichtlich der sogenannten Shore-Härte und der tribologischen Oberflächeneigenschaften, für die Effizienz und Wirksamkeit des Reibdämpfungssystems eine nicht unerhebliche Rolle. Beispielsweise wird im Rahmen der vorgeschlagenen Lösung mit Schwingungsamplituden bis 2 mm gearbeitet. Zur Orientierung wird hierzu beispielhaft auf das Kraft-Weg- Diagramm von Figur 1 4 verwiesen.
Nachstehend sind einige grundlegende mathematisch-physikalische Zusammenhänge sowie ein Vorschlag zur Herangehensweise zusammengestellt, die das zielgerichtete Auffinden geeigneter erfindungsgemäßer Lösungsansätze erleichtern. Dennoch sei an dieser Stelle darauf hingewiesen, dass für eine Optimierung von auf Einzelfälle bezogene technische Lösungen in der Regel systematische Versuche hilfreich sein werden.
Ist-Systemstand erfassen:
Ermittlung der maximalen anregenden Kraft Fan über Messung der Beschleunigung am zu bedämpfenden Punkt oder aus computergestützter Simulation
Festlegung der benötigten Reibungskraft
Kraft, die benötigt wird, um das Aggregat um einen Prozentsatz x zu bedämpfen
FR = x■ Fan
FR: benötigte Gleitreibungskraft
x: Grad der Bedämpfung in %
Einstellung und Auswahl des Dämpfers
Gleitreibungskraft: FR = μ■ FN, mit Gleitreibungszahl μ
Die Normalkraft ist durch die Federkraft des Elastomers gegeben
Normalkraft: FN = FD
Federkraft FD und daraus resultierender Vorspannung aus Elastomer F-S-Kennlinie Bei nicht-elastomeren Dämpfermaterialien lässt sich die „Federkraft" über das entsprechende Spannungs-Dehnungsdiagramm (Druck) im elastischen Bereich herleiten.
Gesamtbeispiel: Anregende Kraft Fan = 2100N
Bedämpfungsrate x = 0,5
Reibpartner Gummi/Stahl μ = 0,5
FR = x■ Fan = μ■ FN
21 OON
- FR = 0,5 · 2100N = 0,5 · FN - > FN = ^ ^- = 1050N = FD
Wahl der Vorspannung aus Elastomer F-S-Kennlinie für ein FD = 1050 N, d .h. 1 mm Federweg, bzw. Vorspannung
Die Abmessung und Einfassung des Reibdämpfers resultieren aus dem Federweg, sowie dem Vorschlag zur Verringerung der Scherwirkung.
Bezugszeichenliste
1 Trägerplatte
1 1 Befestigungsöffnung im Träger 1
1 2 Durchführungsöffnung im Träger 1
1 3a - 1 3k Reibmittelträger
2 Antrieb
20 Elektromotor
21 elektronische Steuerungseinrichtungen
22 Getriebe
200 kreisabschnittsförmiger Gehäusebereich
220 Getriebegehäuse
221 Befestigungsbereich
221 ' schwingfähiger Eingriffsbereich
221 a Aufnahme
222 Reibelement (in Form einer Buchse)
222a - 222k Reibelement
223 Abtriebswelle
224 Schnittstelle zur formschlüssiger Kopplung mit einer Seiltrommel 226 Schneckenrad
226 Raum für (nicht dargestellter) Seiltrommel
230 Lagerbereich
231 Endbereich
231 g Adapter
330 Seilausgangsgehäuse
331 Befestigungsstelle
331 a Befestigungsdom
332 Dämpfungsstelle
332a Reibmittelträger / Zapfen 333 Lager für Seiltrommel
334 Raum für (nicht dargestellte) Seiltrommel
40, 40a - 40k Reibdämpfer
400h - 400k Reibfläche
S Schwingungsachse
E Schwingungsebene
R rotatorische Schwing

Claims

Patentansprüche
1 . Versteileinrichtung für ein Kraftfahrzeug, mit einem motorischen Antrieb (2) und einem Träger ( 1 ), an dem der Antrieb (2) befestigt ist, dadurch gekennzeichnet, dass ein Reibdämpfungssystem mit mindestens einem Reibmittelträger (332a, 1 3a-1 3k), mindestens einem Reibelement (222, 222a-222k) und einem Reibdämpfer (40, 40a- 40k) vorgesehen ist, mittels dem Schwingungen des Antriebs (2) relativ zu dem Träger ( 1 ) im Bereich von 30 - 10.000 Hz bedämpft werden, indem eine reibende Relativbewegung zwischen dem Reibelement (222, 222a-222k) und dem an dem Reibmittelträger ( 1 3a-1 3k, 332a) vorgesehenen Reibdämpfer (40, 40a-40k) zugelassen ist, wobei
zwischen Reibmittelträger (332a, 1 3a-1 3k) und Reibelement (222, 222a-222k) eine nicht-bedämpfte Amplitude der Schwingung von höchstens 2,0 mm zugelassen ist, und
mittels des Reibdämpfungssystems eine bedämpfte Amplitude der Schwingung um wenigstens 30 % niedriger liegt als eine nicht-bedämpfte Amplitude.
2. Versteileinrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Antrieb (2) ein zweiteiliges Gehäuse (220, 330) mit einem ersten Gehäuseteil (220) und einem zweiten Gehäuseteil (330) umfasst, die an unterschiedlichen, voneinander abgewandten Seiten des Trägers ( 1 ) angeordnet sind, sodass ein Abschnitt des Trägers ( 1 ) zwischen den ersten und zweiten Gehäuseteilen (220, 330) liegt, und das mindestens eine Reibelement (222) Bestandteil des ersten Gehäuseteils (220) und der mindestens eine Reibmittelträger (332a) Bestandteil des zweiten Gehäuseteils (330) ist.
3. Versteileinrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die ersten und zweiten Gehäuseteile (220, 330) durch mehrere Befestigungsöffnungen ( 1 1 ) in dem Träger ( 1 ) hindurch miteinander verbunden sind, wobei an mindestens einer der Befestigungsöffnungen ( 1 1 ) eine Relativbewegung der ersten und zweiten Gehäuseteile (220, 330) zueinander zugelassen ist und das mindestens eine Reibelement (222) und der mindestens eine Reibmittelträger (332a) im Bereich dieser mindestens einen Befestigungsöffnung ( 1 1 ) vorgesehen sind.
4. Versteileinrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der mindestens eine Reibmittelträger (332a) des zweiten Gehäuseteils (330) durch die Befestigungsöffnung ( 1 1 ) in dem Träger ( 1 ) ragt und mit dem an dem Reibmittelträger (332a) vorgesehenen mindestens einen Reibdämpfer (40) an der Seite des Trägers ( 1 ) vorsteht, an der das zweite Gehäuseteil (220) angeordnet ist.
5. Versteileinrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass das mindestens eine Reibelement (222) des ersten Gehäuseteils (220) den vorstehenden Reibmittelträger (332a) zumindest teilweise aufnimmt.
6. Versteileinrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass das mindestens eine Reibelement (222) des ersten Gehäuseteils (220) in Form einer Buchse ausgebildet ist, in der ein durch die Befestigungsöffnung ( 1 1 ) ragender und vorstehender Teil des Reibmittelträgers (332a) aufgenommen ist.
7. Versteileinrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das mindestens eine Reibelement (222a-222k) an dem Träger ( 1 ) und der mindestens eine Reibmittelträger ( 1 3a- 1 3k) an dem Antrieb (2) vorgesehen sind oder umgekehrt das mindestens eine Reibelement (222a-222k) an dem Antrieb (2) und der mindestens eine Reibmittelträger ( 1 3a-1 3k) an dem Träger ( 1 ) vorgesehen sind.
8. Versteileinrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass das mindestens eine Reibelement (222a-222k) an einem Gehäuse (220, 330) des Antriebs (2) oder einem mit einem Gehäuse (220, 330) des Antriebs (2) verbundenen Element vorgesehen, insbesondere hieran ausgebildet ist.
9. Versteileinrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass das mindestens eine Reibelement (222a-222k) durch
- eine an dem Gehäuse (220, 330) vorgesehenen Versteifungsrippe (222b),
- ein an dem Gehäuse (220, 330) des Antriebs (2) angeordnetes Verlängerungselement (222c, 222g), oder
- eine äußere Mantelfläche eines Poltopfes (222d) des Antriebs (2) ausgebildet ist. 0. Versteileinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die nicht-bedämpfte Amplitude zwischen dem mindestens einen Reibmittelträger (332a, 1 3a-1 3k) und dem mindestens einen Reibelement (222, 222a- 222k) im Bereich von 0, 1 mm bis 1 ,0 mm liegt. 1 . Versteileinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die bedämpfte Amplitude um wenigstens 50 % niedriger liegt als die nicht-bedämpfte Amplitude. 2. Versteileinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Reibdämpfer (40, 40a-40k) zumindest entlang einer Schwingungsrichtung von dem mindestens einen Reibelement (222, 222a-222k) teilweise eingefasst ist, wobei die Höhe einer in Schwingungsrichtung verlaufenden Einfassung des mindestens einen Reibelements (222, 222a-222k) 50 % einer mittleren Höhe des Reibdämpfers (40, 40a-40k) beträgt. 3. Versteileinrichtung nach Anspruch 1 2, dadurch gekennzeichnet, dass bei einer maximalen Gesamttoleranz, welche der Summe aller gleichgerichteten Einzeltoleranzen entspricht, zwischen Reibmittelträger ( 1 3a-1 3k) und Reibelement (222, 222a-222k) quer zur Schwingungsrichtung, die
o weniger als 1 mm beträgt, die Höhe der Einfassung des mindestens einen
Reibdämpfers ( 1 3a- 1 3k) 60 % bis 90 % einer Höhe des mindestens einen
Reibdämpfers ( 1 3a-1 3k) beträgt, und
o zwischen 1 bis 3 mm beträgt, die Höhe der Einfassung des mindestens einen Reibdämpfers ( 1 3a- 1 3k) 30 % bis 60 % der Höhe des Reibdämpfers
( 1 3a-1 3k) beträgt. 4. Versteileinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine durch den mindestens einen Reibdämpfer (40, 40a-40k) definierte Reibebene parallel zu einer Schwingungsebene des Reibelements (222, 222a-222k) verläuft.
1 5. Verstelleinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 1 3, dadurch gekennzeichnet, dass eine durch den mindestens einen Reibdämpfer (40, 40a-40k) definierte Reibebene spitzwinklig zu einer Schwingungsebene des Reibelements (222, 222a-222k) verläuft.
1 6. Verstelleinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 1 3, dadurch gekennzeichnet, dass eine äußere Mantelfläche des mindestens einen Reibdämpfers (40, 40a-40k) mit einer konkaven Kontur ausgebildet ist.
1 7. Verstelleinrichtung nach Anspruch 1 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Kontur der äußeren Mantelfläche des mindestens einen Reibdämpfers (40, 40a-40k) kreisbogenförmig verläuft.
1 8. Verstelleinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Träger ( 1 )
o ein Türmodul oder mit einem Türmodul verbunden ist, oder
o ein Teil eines Fahrzeugsitzes ist.
1 9. Verstelleinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der mindestens eine Reibdämpfer (40, 40a-40k) aus Gummi oder einem Elastomer besteht.
20. Verstelleinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der mindestens eine Reibdämpfer (40, 40a-40k) mit einem aus Kunststoff bestehenden Reibmittelträger ( 1 3a-1 3k, 332a) durch ein Mehrkomponenten-Spritzgießverfahren verbunden ist.
21 . Verstelleinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Reibmittelträger mit dem Reibdämpfer einerseits und das Reibelement andererseits federelastisch miteinander in Verbindung stehen.
22. Verstelleinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Antrieb (2) für einen Fensterheber eines Kraftfahrzeugs vorgesehen ist.
23. Verstelleinrichtung für ein Kraftfahrzeug, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 22, mit einem motorischen Antrieb (2) und einem Träger ( 1 ), an dem der Antrieb (2) befestigt ist, wobei der Antrieb (2) ein zweiteiliges Gehäuse (220, 330) mit einem ersten Gehäuseteil (220) und einem zweiten Gehäuseteil (330) umfasst, die an unterschiedlichen, voneinander abgewandten Seiten des Trägers ( 1 ) angeordnet sind, sodass ein Abschnitt des Trägers ( 1 ) zwischen den ersten und zweiten Gehäuseteilen (220, 330) liegt, und wobei die ersten und zweiten Gehäuseteile (220, 330) durch mehrere Befestigungsöffnungen ( 1 1 ) in dem Träger ( 1 ) hindurch miteinander verbunden sind, dadurch gekennzeichnet, dass ein Reibdämpfungssystem mit mindestens einem Reibmittelträger (332a, 1 3a-1 3k), mindestens einem Reibelement (222, 222a-222k) und einem Reibdämpfer (40, 40a- 40k) vorgesehen ist, mittels dem Schwingungen des Antriebs (2) relativ zu dem Träger ( 1 ) im Bereich von 30 - 10.000 Hz bedämpft werden, indem eine reibende Relativbewegung zwischen dem Reibelement (222, 222a-222k) und dem an dem Reibmittelträger ( 1 3a-1 3k, 332a) vorgesehenen Reibdämpfer (40, 40a-40k) zugelassen ist, wobei das mindestens eine Reibelement (222) Bestandteil des ersten Gehäuseteils (220) und der mindestens eine Reibmittelträger (332a) Bestandteil des zweiten Gehäuseteils (330) ist und an mindestens einer der Befestigungsöffnungen ( 1 1 ) eine Relativbewegung der ersten und zweiten Gehäuseteile (220, 330) zueinander zugelassen ist und das mindestens eine Reibelement (222) und der mindestens eine Reibmittelträger (332a) im Bereich dieser mindestens einen Befestigungsöffnung ( 1 1 ) vorgesehen sind
24. Versteileinrichtung für ein Kraftfahrzeug, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 23, mit einem motorischen Antrieb (2) und einem Träger ( 1 ), an dem der Antrieb (2) befestigt ist, wobei der Antrieb (2) ein Gehäuse (220, 330) umfasst, dadurch gekennzeichnet, dass ein Reibdämpfungssystem mit mindestens einem Reibmittelträger (332a, 1 3a-1 3k), mindestens einem Reibelement (222, 222a-222k) und einem Reibdämpfer (40, 40a- 40k) vorgesehen ist, mittels dem Schwingungen des Antriebs (2) relativ zu dem Träger ( 1 ) im Bereich von 30 - 10.000 Hz bedämpft werden, indem eine reibende Relativbewegung zwischen dem Reibelement (222, 222a-222k) und dem an dem Reibmittelträger ( 1 3a-1 3k, 332a) vorgesehenen Reibdämpfer (40, 40a-40k) zugelassen ist, wobei das mindestens eine Reibelement (222a-222k) an dem Träger ( 1 ) und der mindestens eine Reibmittelträger ( 1 3a-1 3k) an dem Gehäuse (220, 330) des Antriebs (2) oder einem mit einem Gehäuse (220, 330) des Antriebs (2) verbundenen Element vorgesehen sind oder umgekehrt das mindestens eine Reibelement (222a-222k) an dem Gehäuse (220, 330) des Antriebs (2) oder einem mit einem Gehäuse (220, 330) des Antriebs (2) verbundenen Element und der mindestens eine Reibmittelträger ( 1 3a-1 3k) an dem Träger ( 1 ) vorgesehen sind.
25. Fensterheber zur Verstellung einer Fensterscheibe an einem Kraftfahrzeug mit einer Versteileinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 24.
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