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Die
vorliegende Erfindung betrifft einen Torsionsdämpfungsmechanismus gemäß dem Oberbegriff
von Patentanspruch 1.
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Torsionsdämpfungsmechanismen
werden verwendet, um Drehmomentschwankungen bzw. -spitzen eines
Antriebs zu verringern und damit einer hinter dem Torsionsdämpfungsmechanismus
liegenden Antriebswelle einen gleichmäßigeren Drehmomentverlauf zu
vermitteln. Verwendung finden solche Torsionsdämpfungsmechanismen beispielsweise
in Kupplungsmechanismen und bei Zweimassenschwungrädern. Ein
Torsionsdämpfungsmechanismus
besteht aus einem Eingangsbereich, der üblicherweise scheibenförmig ausgebildet
ist und auf den über
die peripheren Bereiche der Scheibe ein Drehmoment ausgeübt wird,
sowie aus einem Ausgangsbereich, der zumeist ebenfalls scheibenförmig ausgebildet
ist. Bei Zweimassenschwungrädern
ist die Ausgangsseite, wie auch die Eingangsseite, mit einem Schwungrad
versehen, welches an den scheibenförmigen Bereich, beispielsweise
eine Nabenscheibe, gekoppelt ist. Das ausgangsseitige Schwungrad
ist üblicherweise
mit einem nachgeschalteten Kupplungsmechanismus verbunden. Bei reinen
Kupplungsmechanismen ist der scheibenförmige Ausgangsbereich an eine
Nabe gekoppelt, die eine Ausgangsantriebsachse antreiben kann. Die meist
am Ausgang sitzende Scheibe wird als Nabenscheibe bezeichnet und üblicherweise
auf beiden Seiten von Seitenelementen umgeben, bei Zweimassenschwungrädern beispielsweise
von einem Schwungrad auf der einen Seite der Nabenscheibe und von
einem damit verbundenen Deckblech auf der anderen Seite. Die eigentliche
Drehmomentübertragung
zwischen Ausgangsseite und Eingangsseite findet zwischen den Seitenelementen
eingangsseitig und der Nabenscheibe ausgangsseitig statt. Die beiden
Elemente sind über
Federelemente (Federspeicher) elastisch miteinander verbunden. Bei
Drehung der Seitenelemente üben
spezielle Vorsprünge
der Seitenelemente eine Kraft auf die Federspeicher aus, welche
diese an Bereiche der Nabenscheibe, die am anderen Ende der Federspeicher
angeordnet sind, übertragen.
Somit drehen Seitenelemente und Nabenscheibe um eine gemeinsame
Drehachse. Drehmomentschwankungen, welche vom eingangsseitigen Antrieb
auf die Seitenelemente übertragen
werden, werden von den Federspeichern mehr oder weniger herausgefiltert,
so dass der Drehmomentverlauf der ausgangsseitigen Nabenscheibe
gleichförmiger
ist.
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Ein
Torsionsschwingungssystem in beispielsweise einem Kupplungsmechanismus
oder einem Zweimassenschwungrad kann bezüglich seiner kritischen Resonanzdrehzahl
nk durch folgende Formel grob beschrieben
werden: nk = SQRT((1/J1 + 1/J2)·c·K)·30/(π·Z)wobei
J1 und J2 die Trägheiten
der Primär-
bzw. Sekundärseite;
c
die Federsteifigkeit(en);
K ein Korrekturfaktor mit K = 1,
falls c in Nm/rad angegeben wird, und mit K = 180/π, falls c
in Nm/Grad angegeben wird; und
Z die Zahl der Unrundereignisse
(wie beispielsweise Zündvorgänge in einem
Verbrennungsmotor) pro Umdrehung einer Antriebswelle auf der Eingangsseite
sind.
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Eine
Entkopplung kann nur oberhalb dieser Drehzahl erreicht werden (als
Richtwert ab SQRT(2) × nk). Beim Zweimassenschwungrad sind beide
Trägheiten
etwa gleich groß.
Damit erreicht der Term in Klammern ein Minimum. Bei der Kupplungsscheibe ist
J1 bis zu 100 × J2.
Damit stellt die Trägheit
J2 einen wesentlichen "Hebel" zur Ab senkung der Eigenfrequenz eines
Torsionsdämpfungssystems
mit Kupplungsscheibe dar. Die 7 zeigt
die Variation der kritischen Drehzahl durch Verschiebung der Trägheitsmomente
des Terms in Klammern einschließlich der
Wurzel von Primär-
zu Sekundärseite.
Punkt A kennzeichnet hierbei das typische Verhältnis bei einem Zweimassenschwungrad,
welches beispielsweise bei etwa 60:40 liegen kann, während Punkt
B eine typische Kupplungsscheibe wiedergibt. Wie ersichtlich, können sich
beim Zweimassenschwungrad Veränderungen
kaum auswirken, da ein sehr breites Minimum vorliegt. Bei einer
Kupplungsscheibe kann die Resonanzstelle des Systems dagegen wesentlich beeinflusst
werden.
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Eine
weitere Verbesserung des Drehmomentverhaltens kann erreicht werden,
indem eine Zusatzmasse (zumeist über
ein Dämpfungselement) an
die Eingangs- oder die Ausgangsseite eines Torsionsdämpfers gekoppelt
wird.
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Dadurch
wird das Massenträgheitsmoment (MTM)
der Ausgangs- oder der Eingangsseite stark erhöht, so dass sich zumindest
eine Eigenfrequenz des Gesamtsystems reduziert und sich so der sogenannte überkritische
Drehzahlbereich des Antriebs deutlich erhöht. Die Erhöhung des Massenträgheitsmoments
der Ausgangsseite einer Torsionsdämpferscheibe ist besonders
geeignet, da dort das Massenträgheitsmoment
im Vergleich zum Massenträgheitsmoment
der Eingangsseite sehr klein ist, so dass bereits eine kleine Zusatzmasse
das Massenträgheitsmoment
der Ausgangsseite im Verhältnis
sehr stark erhöht.
Die Anbindung der Zusatzmasse erfolgt vorzugsweise über ein
Dämpfungselement.
Bevorzugt wird ein Dämpfungselement
verwendet, das mittels trockener Reibung ausgebildet ist, wobei
jedoch ebenfalls eine viskose Flüssigkeitsdämpfung oder andere
Dämpfungsprinzipien
wie Magnetfelddämpfung
oder Piezoelementdämpfung
vorstellbar sind. Das wirksame Reibmoment zwischen der Zusatzmasse
und der Ausgangs- oder Eingangsseite kann somit innerhalb großer Grenzen
beliebig eingestellt werden.
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Treten
nun von der Eingangsseite, beispielsweise einem Antrieb wie einem
Motor, bzw. von der Ausgangsseite, beispielsweise einem Getriebe
herkommend Momentenspitzen auf, die das eingestellte Reibmoment überschreiten,
so rutscht die Zusatzmasse durch, wodurch Energie dissipiert wird.
Auf diese Weise werden die Mo mentenspitzen in einem Antriebsstrang
gekappt und dadurch die Drehungleichförmigkeit reduziert.
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Ein
Torsionsdämpfungsmechanismus
kann in eine Eingangsseite (Primärseite)
und eine Ausgangsseite (Sekundärseite)
unterteilt werden. Die Eingangsseite umfasst alle Elemente des Torsionsdämpfungsmechanismus
bis zu den Federspeichern, an denen eine externe Antriebskraft angreift.
Demgegenüber
umfasst die Ausgangsseite alle Elemente, welche auf der anderen
Kraftkopplungsseite der Federspeicher liegen und welche die Antriebskraft
weitergeben, beispielsweise über
ein Schwungrad an einen Kupplungsmechanismus. In der Regel ist die
Nabenscheibe eines der Ausgangselemente, während die Seitenelemente zur
Eingangsseite gehören.
Es ist jedoch grundsätzlich
auch möglich
und soll von der Erfindung miterfasst werden, die Anordnung dieser
Elemente zu invertieren, so dass die Nabenscheibe zur Eingangsseite
gehört.
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Ein
Anwendungsgebiet von Torsionsdämpfungsmechanismen
sind Zweimassenschwungräder. Bei
diesen handelt es sich um Schwungräder, welche zur Verbesserung
des Gleichlaufs an ungleichförmig laufende
Antriebe, beispielsweise Verbrennungsmotoren, angekoppelt werden
und im allgemeinen einer Kupplung vorgeschaltet sind. Zweimassenschwungräder bestehen
zumeist aus zwei koaxial fluchtenden Schwungrädern, welche über einen
Torsionsdämpfer miteinander
verbunden sind.
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Im
Unterschied zu einem Kupplungsmechanismus, bei dem eine Kupplungsscheibe
mit den seitlich des Torsionsdämpfers
angeordneten Abdeckblechen (oder mit der Nabenscheibe) verbunden
ist, tritt bei üblichen
Zweimassenschwungrädern
eines der Schwungräder
an die Stelle eines der Abdeckbleche. Das auf der anderen Seite
der Nabenscheibe befindliche Deckblech hat eine dem zweiten Abdeckblech bei
einem Kupplungsmechanismus vergleichbare Funktion, indem es den
gesamten Mechanismus, insbesondere die Torsionsfedern, abschließt. Bei Zweimassenschwungrädern kann
für dieses
Deckblech die weitere Funktion hinzutreten, als ein Dichtelement
bei sogenannten nasslaufenden Zweimassenschwungrädern zu fungieren.
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Die
Nabenscheibe ist bei Zweimassenschwungrädern über entsprechende Befestigungselemente,
beispielsweise Bolzen, mit dem zweiten Schwungrad verbunden.
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Am
eingangsseitigen Schwungrad kann ein am Umfang des Schwungrads angeordneter
Zahnkranz vorgesehen sein. Dieser kann in Eingriff mit einem Zahnrad
eines Startermotors gebracht werden und damit dem Anlassen eines
mit dem Torsionsdämpfungsmechanismus
verbundenen Verbrennungsmotors dienen. Der schwungradseitige Zahnkranz
weist aufgrund seiner robusten Konstruktion eine vergleichsweise
hohe Masse auf, welche das Massenträgheitsmoment des Schwungrads
in nachteiliger Weise vergrößert. Der
Zahnkranz kann jedoch nicht weggelassen werden, da sonst ein Anlassen
des Motors nicht mehr möglich
wäre. Eine
Massenminderung am Schwungrad, insbesondere bei höheren Drehzahlen,
wäre jedoch
wünschenswert
(s. o.).
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Ein
gattungsgemäßer Torsionsdämpfungsmechanismus
ist mit der
JP 56070147
A bekannt geworden, der ein permanent mit einer Kurbelwelle
eines Verbrennungsmotors gekoppeltes Schwungrad mit einem daran
fest angeordneten Zahnkranz und eine mit dem Schwungrad zur gegenseitigen
Drehmitnahme bei relativ niedrigen Drehzahlen über eine zentrifugalkraftgesteuerte
Trennvorrichtung gekoppelte Schwungmassenanordnung aufweist, wobei die
gegenseitige Kopplung bei Überschreitung
einer Grenzdrehzahl aufgehoben wird und die Schwungmassenanordnung
gegenüber
dem Schwungrad unter Zwischenschaltung einer Reibeinrichtung drehbar ist.
Durch die in einem unteren Drehzahlbereich starr zusammengeschalteten
Massen wird insbesondere im unrunden Leerlaufbetrieb des Verbrennungsmotors
das wirksame Massenträgheitsmoment
erhöht und
dadurch eine verbesserte Laufruhe der Antriebsanordnung erzielt.
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Es
hat sich jedoch gezeigt, dass insbesondere bei Motoren mit einem
hohen Verbrennungsdruck noch weitere schwingungsdämpfende
Massnahmen zur Verbesserung des Rundlaufs erforderlich sind.
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Mit
der
US 1,838,023 ist
ein Torsionsdämpfungsmechanismus
für einen
Verbrennungsmotor bekannt geworden, an dessen permanent mit der Kurbelwelle
gekoppelten Schwungrad mittels einer einstellbaren Reibeinrichtung
ein Anlasserzahnkranz angeordnet ist. Es ist bei dieser Anordnung
problematisch, die Reibeinrichtung zwischen dem Anlasserzahnkranz
und dem Schwungrad so einzustellen, dass einerseits der Verbrennungsmotor
mit einem Anlasser über
den Anlasserzahnkranz sicher gestartet werden kann und dass andererseits
bei laufendem Verbrennungsmotor beim Auftreten einer Drehungleichförmigkeit
der Zahnkranz durchrutschen kann und dabei Rotationsenergie dissipiert.
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Der
vorliegenden Erfindung liegt von dem genannten Stand der Technik
ausgehend, die Aufgabe zugrunde, die Wirkung eines gattungsgemäßen Torsionsdämpfungsmechanismus
weiter zu verbessern.
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Diese
Aufgabe wird bei einem Torsionsdämpfungsmechanismus
der eingangs erwähnten Art
durch die im Kennzeichen von Anspruch 1 aufgeführten Merkmale gelöst.
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Weitere
vorteilhafte Ausgestaltungen, Details und Aspekte der vorliegenden
Erfindung ergeben sich aus den abhängigen Patentansprüchen, der Beschreibung
und den beigefügten
Zeichnungen.
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Die
Erfindung ist daher gerichtet auf einen Torsionsdämpfungsmechanismus
mit einem ersten Schwungrad und mit einem Zahnkranz, der gemeinsam
mit einer Zusatzmasse eine Zahnkranzzusatzmasse bildet, wobei die
Zahnkranzzusatzmasse und das erste Schwungrad zur gegenseitigen
Drehmitnahme über
eine zentrifugalkraftgesteuerte Trennvorrichtung gekoppelt sind,
durch welche die gegenseitige Kopplung bei Überschreitung einer Grenzdrehzahl
aufgehoben wird. Gemäß der vorliegenden Erfindung
ist der Torsionsdämpfungsmechanismus dadurch
gekennzeichnet, dass durch die Wirkung der Zentrifugalkraft die
Zahnkranzzusatzmasse vom ersten Schwungrad getrennt werden kann
und sich dadurch die Zahnkranzzusatzmasse frei drehen kann und dass
der Torsionsdämpfungsmechanismus
als Teil eines Zweimassenschwungrads ausgebildet ist und ein zweites
Schwungrad aufweist, wobei das erste und das zweite Schwungrad über eine
Reibung und über
Torsionsfedern elastisch verbunden sind.
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Die
Erfindung macht sich mithin die Zentrifugalkraft zunutze, welche
bei einer bestimmten Drehzahl, der sogenannten Grenzdrehzahl, die
Trennvorrichtung oder einen Teil davon nach Außen (in Richtung auf den Zahnkranz)
zieht, so dass diese nicht mehr in Verbindung mit dem Schwungrad
steht. Der Zahnkranz ist damit effektiv vom Rest des ersten Schwungrads
entkoppelt und kann sich frei drehen. Auf die se Weise wird die Funktion
des Zahnkranzes, das Anlasserdrehmoment auf beispielsweise eine Kurbelwelle
zu übertragen,
bei dem erfindungsgemäßen Torsionsdämpfer beibehalten
und gleichzeitig das für
einen runden Motorlauf bei geringen Drehzahlen erforderliche Massenträgheitsmoment
zur Verfügung
gestellt. Ab der Grenzdrehzahl wird der Zahnkranz und damit sein
Massenträgheitsmoment abgekoppelt,
so dass das vom Motor zu beschleunigende Gesamtmassenträgheitsmoment
des Schwungrads und des Gesamtsystems stark reduziert wird. Als
Folge kann der Motor besser beschleunigen und der Kraftstoffverbrauch
wird reduziert. Umgekehrt wird das Zahnrad bei kleineren Drehzahlen als
der Grenzdrehzahl wieder eingekoppelt.
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Bei
der der vorliegenden Erfindung wird der Zahnkranz in Verbindung
mit einer Zusatzmasse genutzt. Durch die Zusatzmasse kann das Massenträgheitsmoment
in einer noch weiteren Variabilität gesteuert werden. Der Zahnkranz
bildet daher mit einer Zusatzmasse eine Zahnkranzzusatzmasse, wobei der
Zahnkranz einstückig
ausgebildet und entsprechend ausgeformt ist, um eine geeignete Zusatzmasse
zu bilden; oder in einer zweistückigen
Variante mit einer Zusatzmasse verbunden sein kann.
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Bei
Ausführungsformen,
bei denen eine Reibung zwischen Zahnkranzzusatzmasse und zweitem Schwungrad
erzeugt wird, wird erreicht, dass beim Motorstart über den
Reibbereich der Zahnkranzzusatzmasse die Primär- und die Sekundärseite vorteilhafterweise
miteinander gekoppelt sind. Dies hat zur Folge, dass ein Aufschwingen
oder gar Hängenbleiben
in der Eigenresonanz des Systems, welche beim Start durchlaufen
werden muss, unterdrückt
wird. Eine spezielle, diesbezüglich
hoch ausgelegte Reibeinrichtung kann somit entfallen oder zumindest
reduziert werden.
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Vorzugsweise
kann der Zahnkranz mit zumindest einer Aussparung im ersten Schwungrad über zumindest
eine, innen am Zahnkranz angeordnete, radial gefederte Steuermasse
in Eingriff kommen, wobei die Federung zwischen Zahnkranz und der
zumindest einen Steuermasse eine vorgegebene Kraft aufweist, so
dass bei Überschreiten
der Grenzdrehzahl die radial nach außen gedrückte, zumindest eine Steuermasse
aus der zumindest einen Aussparung ausgekuppelt ist und sich der
Zahnkranz relativ zum ersten Schwungrad drehen kann.
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Unter
einer "radialen" Richtung ist in
der vorliegenden Erfindung eine Richtung zu verstehen, die sich
von der Rotationsachse entfernt oder auf diese zukommt. Unter "axial" im Sinne der vorliegenden
Erfindung ist zu verstehen, dass die Elemente längs einer Parallelen der Rotationsachse
angeordnet sind.
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Die
Federung zwischen Zahnkranz und der zumindest einen Steuermasse
kann beispielsweise durch zumindest eine Radialfeder erfolgen. Diese
ermöglicht
aufgrund ihrer Anordnung die Kompression gegen die Zentrifugalkraft
und damit das Auswandern der Steuermassen.
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Die
zumindest eine Aussparung und die zumindest eine Steuermasse können an
ihren tangentialen Rändern
angeschrägt
sein, so dass die tangentialen Ränder
aufeinander gleiten können.
Unter "tangential" ist hierbei zu verstehen,
dass tangential benachbarte Punkte einer Rotationsebene durch Rotation
ineinander überführt werden
können.
Eine tangentiale Bewegung ist also eine Bewegung eines Punkts in
einer Drehrichtung, ohne dass sich sein radialer Abstand verändern würde. Durch
die Abschrägung
lässt sich
das Eingreifen/Auskoppeln der Steuermassen leichter und leiser erreichen.
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In
der Regel wird nicht nur eine Steuermasse vorgesehen sein. Es ist
vielmehr bevorzugt, dass eine Mehrzahl von Aussparungen in gleichmäßigem tangentialem
Abstand am Schwungrad angeordnet sind und eine gleiche Mehrzahl
von Steuermassen in gleichem tangentialen Abstand am Zahnkranz angeordnet
sind. Auf diese Weise lässt
sich die Einkoppelzeit, d. h. die Zeit vom Erreichen einer zum Eingreifen der
Steuermassen in die Aussparungen nötigen Umdrehungsgeschwindigkeit
bis zum tatsächlich
erfolgten Eingreifen, minimieren, da die von den Steuermassen zurückzulegenden
Strecken verkürzt
werden, die Gleichmäßigkeit
des Rundlaufs erhöhen,
da keine oder nur geringe Unwuchten entstehen, und der Kraftschluss
zwischen dem Zahnkranz und dem Schwungrad verbessern.
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Um
zu verhindern, dass der Zahnkranz in axialer Richtung auswandert,
kann der erfindungsgemäße Torsionsdämpfungsmechanismus
weiterhin Sicherungselemente aufweisen, welche die axiale Beweglichkeit
des Zahnkranzes beschränken.
Diese können
spezielle Elemente wie beispielsweise Begrenzungsbleche sein oder
sie entstehen durch eine geeignete Ausgestaltung des ersten Schwungrads.
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Die
vorliegende Erfindung führt
zu einer Reduzierung der Eigenfrequenz und erlaubt das Kappen von
Momentenspitzen im Antriebsstrang und dadurch eine Reduzierung der
Drehungleichförmigkeit. Sie
erlaubt eine Funktionsintegration der Zusatzmasse unmittelbar in
den Zahnkranz. Die Erfindung verbessert das Beschleunigungsverhalten
des Motors oberhalb der definierten Grenzdrehzahl und reduziert den
Kraftstoffverbrauch durch eine Verminderung des zu beschleunigenden
Massenträgheitsmoments oberhalb
der definierten Drehzahl. Schließlich ermöglicht die Erfindung eine Verbesserung
des Startverhaltens bei Verwendung mit einem Zweimassenschwungrad
durch eine Kopplung von Primär-
und Sekundärseite über die
optionalen Reibstellen der Zahnkranzzusatzmasse.
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Im
folgenden wird die Erfindung an Hand konkreterer Ausführungsbeispiele
erläutert,
wobei auf die beigefügten
Zeichnungen Bezug genommen wird, in denen folgendes dargestellt
ist:
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1 zeigt eine erste Ausführungsform
des Torsionsdämpfungsmechanismus
gemäß der vorliegenden
Erfindung, bei der ein Zahnkranz mit einer Zusatzmasse in Eingriff
mit dem ersten Schwungrad kommt;
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2 zeigt
eine zweite Ausführungsform
eines Torsionsdämpfungsmechanismus
gemäß der vorliegenden
Erfindung, bei der die Zahnkranzusatzmasse zusätzlich am zweiten Schwungrad
reibt;
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3 zeigt
eine dritte Ausführungsform
eines Torsionsdämpfungsmechanismus
gemäß der vorliegenden
Erfindung, der im wesentlichen der Ausführungsform der 2 entspricht,
bei der das Elastikelement sich jedoch an der Nabenscheibe abstützt;
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4 zeigt
ein allgemeines Kopplungsschaltbild mit Kopplung der Zahnkranzzusatzmasse an
die Eingangsseite;
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5 zeigt
ein allgemeines Kopplungsschaltbild mit zusätzlicher, reibender Kopplung
der Zahnkranzzusatzmasse an die Eingangs- und Ausgangsseite des
Torsionsdämpfungsmechanismus;
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6 zeigt
ein allgemeines Kopplungschaltbild eines Torsionsdämpfungsmechanismus
gemäß der vorliegenden
Erfindung, bei der die Zahnkranzzusatzmasse zusätzlich an die Ausgangsseite
reibend gekoppelt ist; und
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7 zeigt
in einem Graphen die Beziehung zwischen den Trägheiten eines Torsionsdämpfungssystems
und der kritischen Resonanzdrehzahl.
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1 zeigt ein erstes Ausführungsbeispiel eines
Torsionsdämpfungsmechanismus
gemäß der vorliegenden
Erfindung zur Verwendung in einem Zweimassenschwungrad. Dargestellt
ist in 1 ein Zweimassenschwungrad,
das auf der Eingangsseite ein Primärschwungrad 1 (erstes
Schwungrad), einen erfindungsgemäßen Zahnkranz 2,
ein Deckblech 3 und ein Unterlegblech 4 umfasst,
auf der Ausgangsseite ein Sekundärschwungrad 12 (zweites Schwungrad)
und eine Nabenscheibe 11. Nabenscheibe 11 und
Sekundärschwungrad 12 sind
miteinander fest verbunden.
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Die
Kraftübertragung
zwischen der Eingangsseite und der Ausgangsseite erfolgt über entsprechend
ausgeformte Elemente, die sich auf den beiden Seiten der Federspeicher 15 abstützen und somit
das Drehmoment elastisch weiterreichen. Die Ausgangsseite ist an
der Eingangsseite gelagert, wozu ein Axiallager 13 und
ein am ersten Schwungrad 1 angeordnetes Radiallager 14 dienen.
Die Axiallagerung mit dem Axiallager 13 übernimmt
beispielsweise eine Anlaufscheibe zwischen Primärschwungrad und Nabenscheibe.
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Wird
das Zweimassenschwungrad in einem Kupplungsmechanismus verwendet,
kann das Sekundärschwungrad
zugleich das Eingangsschwungrad des Kupplungsmechanismus sein, so
dass zur Ausgangsseite dann auch die Kupplungsscheibe sowie die
ebenfalls nicht dargestellte Druckplatte gehören kann. Eine solche Kupplungsscheibe
kann auch einen Vordämpfer
besitzen.
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Erfindungsgemäß wird eine
Zusatzmasse 6 vorgesehen, welche an dem Zahnkranz 2 befestigt
ist bzw. bei einstückiger
Ausführung
zusammen mit dem Zahnkranz hergestellt wurde. Die Zahnkranzzusatzmasse 2/6 ist über Radialfedern 16 mit
Steuermassen 17 verbunden, welche radial innerhalb des
Zahnkranzes 2 angeordnet sind. Wie am besten aus 1B ersichtlich,
greifen diese Steuermassen 17 in Aussparungen des ersten
Schwungrads 1 ein und werden unterhalb der vorgegebenen
Grenzdrehzahl vom Schwungrad mitbewegt. Umgekehrt bewegt auch der
Zahnkranz 2 über
die Steuermassen 17 das erste Schwungrad 1 mit,
wenn er, beispielsweise bei einem Startvorgang, durch einen Anlassermotor (nicht
dargestellt) gedreht wird. Der Zahnkranz ist sowohl radial an dem ersten
Schwungrad als auch axial gelagert. Die axiale Lagerung erfolgt
beispielsweise mittels Sicherungsblechen 18, welche die
axiale Beweglichkeit des Zahnkranzes 1 einschränken. Zur anderen
Seite hin kann die axiale Beweglichkeit des Zahnkranzes 2 beispielsweise
zusätzlich
durch das Radiallager 10 der Zahnkranzzusatzmasse 2/6 beschränkt sein.
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Bei
kleinen Drehzahlen ist der Zahnkranz 2 formschlüssig über die
Steuermassen 16 mit dem ersten Schwungrad 1 verbunden,
so dass das Anlassermoment beim Start übertragen werden kann. Wird die
Drehzahl des ersten Schwungrads 1 erhöht, so drücken durch die wirkenden Zentrifugalkräfte die Steuermassen 17 zunehmend
auf die Radialfedern 16 und pressen diese zusammen. Oberhalb
der Grenzdrehzahl schließlich
sind die Radialfedern so weit zusammengepresst, dass die Steuermassen 17 aus
den Aussparungen gleiten können,
so dass der Zahnkranz sich frei drehen kann. Fällt die Drehzahl unter die
Grenzdrehzahl, drückt
die Radialfeder 16 die Steuermassen 17 nach radial
innen, so dass diese an dem ersten Schwungrad 1 reiben
und die Drehzahl der Zahnkranzzusatzmasse 2/6 an
die des ersten Schwungrads 1 anpassen, bis die Steuermassen 17 in
die Aussparungen eintauchen.
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Bei
dieser Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung dient die Zusatzmasse 6 lediglich
der Vergrößerung der
Gesamtmasse der Zahnkranzzusatzmasse 2/6, wirkt
aber nicht dämpfend
auf die Sekundärseite.
Die Kopplungsverhältnisse
sind nochmals in 4 aufgeführt. Das Massenträgheitsmoment Θ1 der Eingangsseite ist über die Torsionsfedern 15 und
eine Reibung mit dem Massenträgheitsmoment Θ2 der Ausgangsseite gekoppelt. Zusätzlich ist
das Massenträgheitsmoment ΘZK der Zahnkranzzusatzmasse 2/6 über eine
aufhebbare Kopplung an das Massenträgheitsmoment Θ1 der Eingangsseite gekoppelt.
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Im
Gegensatz zu 1 zeigt 2 eine
reibend angekoppelte Zahnkranzzusatzmasse 2/6.
Der grundsätzliche
Aufbau des hier dargestellten Schwungrads entspricht dem der 1. Gleiche Bezugszeichen sollen gleiche
Elemente kennzeichnen, so dass für
den allgemeinen Aufbau des Torsionsdämpfungsmechanismus bei dieser
Ausführungsform
auf die Beschreibung der 1 Bezug genommen
wird. Im Gegensatz zur Ausführungsform
der 1 ist die radiale Lagerung der
Zahnkranzzusatzmasse 2/6 hier über ein Radiallager 10 am
ersten Schwungrad 1 bewerkstelligt. Zusätzlich ist ein Reibring 8 vorgesehen,
der zwischen zweitem Schwungrad 12 und Zahnkranzzusatzmasse 2/6 angeordnet ist
und der Übertragung
von Reibung zwischen diesen beiden Elementen dient. Weiterhin ist
ein Elastikelement 9, beispielsweise eine Tellerfeder,
zwischen der Zahnkranzzusatzmasse 2/6 und dem
Deckblech 3 angeordnet, welches den Hauptteil, die Zusatzmasse 6,
gegen das zweite Schwungrad 12 presst. Die Kopplungsverhältnisse
für diese
Ausführungsform sind
in 5 dargestellt, wo das Massenträgheitsmoment ΘZK der Zahnkranzzusatzmasse 2/6 sowohl an
das Massenträgheitsmoment Θ1 der Eingangs- als auch an das Massenträgheitsmoment Θ2 der Ausgangsseite reibend angekoppelt ist.
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3 zeigt
noch eine Ausführungsform
eines Torsionsdämpfungsmechanismus
gemäß der vorliegenden
Erfindung, wobei auch hier gleiche Bezugszeichen gleiche Elemente
wie in 1 kennzeichnen. Im Unterschied
zu 2 erfolgt die Lagerung der Zahnkranzzusatzmasse 2/6 hier
wieder, wie in 1, mittels eines Radiallagers 10 am
zweiten Schwungrad 12. Die reibende Kopplung erfolgt hier ausschließlich mit
der Ausgangsseite. Dies wird erreicht, indem nicht nur das Radiallager 10 an
die Ausgangsseite verlegt wird, sondern auch das Elastikelement 9 zwischen
Zahnkranzzusatzmasse 2/6 und einer speziellen
axialen Verlängerung
der Nabenscheibe 11 angeordnet wird. Die Kopplungsverhältnisse sind
nochmals schematisch in 6 wiedergegeben.