DE10146904A1 - Dämpfermechanismus - Google Patents
DämpfermechanismusInfo
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Abstract
Die Erfindung betrifft einen Dämpfermechanismus, um bevorzugte Schwingungsdämpfungsleistungen durch Bereitstellen von unterschiedlichen Charakteristiken an einer positiven und einer negativen Seite der Torsionscharakteristiken bereitzustellen. In einem Dämpfermechanismus einer Kupplungsscheibenanordnung (1) ist eine Vielzahl von Schraubenfedern (30) und (36) derart angeordnet, dass sie zusammengedrückt werden, wenn Platten (12) und (13) sich relativ zu einer Nabe (6) derart drehen, dass eine höhere Torsionssteifigkeit an der positiven Seite des Torsionswinkelbereichs als an der negativen Seite auftritt. Ein Reibungserzeugungsmechanismus (69) ist vorgesehen, um Reibung zu erzeugen, wenn die Platten (12) und (13) sich relativ zur Nabe (6) drehen. Der Reibungserzeugungsmechanismus (69) erzeugt eine größere Reibung an der positiven Seite des Torsionswinkelbereichs als an der negativen Seite.
Description
Die vorliegende Erfindung betrifft im Allgemeinen einen Dämp
fermechanismus. Genauer betrifft die vorliegende Erfindung ei
nen Dämpfermechanismus zur Übertragung eines Drehmoments, wo
bei Torsionsschwingungen absorbiert und gedämpft werden.
Ein Dämpfermechanismus, welcher in einer Kupplungsscheibenan
ordnung eines Fahrzeugs verwendet wird, ist beispielsweise aus
einem Eingangsrotationselement, einem Ausgangselement und ei
nem elastischen Verbindungsmechanismus gebildet. Das Eingangs
rotationselement ist lösbar mit einem Eingangsschwungrad ver
bunden. Das Ausgangsrotationselement ist mit einer Eingangs
welle eines Getriebes verbunden. Der elastische Verbindungsme
chanismus verbindet die Rotationselemente elastisch in Rota
tionsrichtung. Das Eingangsrotationselement ist aus einer
Kupplungsscheibe und einem Eingangsplattenpaar gebildet, wel
ches an der Kupplungsscheibe befestigt ist. Das Ausgangsrota
tionselement ist aus einer Nabe gebildet, welche drehfest aber
axial bewegbar mit der Getriebeeingangswelle verbunden ist.
Die Nabe ist aus einem zylindrischen Nabenwulst, welcher mit
der Getriebeeingangswelle keilverzahnt ist, und einem radialen
Flansch gebildet, welcher um den Nabenwulst gebildet ist. Der
elastische Verbindungsmechanismus ist aus einer Vielzahl von
elastischen Elementbaugruppen gebildet. Jede der elastischen
Elementbaugruppen ist aus nur einer Schraubenfeder oder einer
Kombination einer Schraubenfeder und Sitzelementen gebildet,
welche an ihren einander entgegengesetzten Enden angeordnet
sind. Jede elastische Elementbaugruppe ist in einer im Flansch
gebildeten Fensteröffnung angeordnet und ist an seinen entge
gengesetzten Enden in Rotationsrichtung abgestützt. Jede ela
stische Elementbaugruppe ist in verschiedene Richtungen durch
Ränder von Fenstern, welche in dem Eingangsplattenpaar gebil
det sind, abgestützt.
Wenn im oben beschriebenen Aufbau sich das Eingangsplattenpaar
relativ zur Nabe dreht, werden die Schraubenfedern in Rota
tionsrichtung zwischen den Eingangsplatten und der Nabe zusam
mengedrückt. Dadurch werden Torsionsschwingungen, welche zur
Kupplungsscheibenanordnung übertragen werden, durch den Dämp
fermechanismus absorbiert und gedämpft.
Im Allgemeinen werden Geräusche, welche durch ein Antriebssy
stem infolge von Torsionsschwingungen erzeugt werden, in Grup
pen unterteilt, welche jeweils Geräusche während des Leer
laufs, Geräusche während des Fahrens mit konstanter Geschwin
digkeit, Geräusche während der Beschleunigung und Verzögerung
und gedämpfte oder begrenzte bzw. eingeschlossene Geräusche
umfassen. Zum Absorbieren der Torsionsschwingungen, welche
diese Geräusche verursachen können, ist es daher notwendig,
geeignete Torsionscharakteristiken im Dämpfermechanismus zu
bestimmen. Daher verwenden herkömmliche Dämpfermechanismen
Zwei-Stufen-Charakteristiken, in welchen eine geringe Steifig
keit und ein geringes Hysteresisdrehmoment in einem Bereich
eines kleinen Torsionswinkels zur Absorption von Schwingungen
während des Leerlaufs erreicht werden. In diesen herkömmlichen
Zwei-Stufen-Charakteristiken kann der Bereich der großen Tor
sionswinkel in einen Bereich, welcher eine mittlere bzw. Zwi
schensteifigkeit und ein hohes Hysteresisdrehmoment zum Absor
bieren von gedämpften Geräuschen zeigt, und einen Bereich,
welcher eine hohe Steifigkeit und ein hohes Hysteresisdrehmo
ment zum Absorbieren von Schwingungen und Geräuschen während
der Beschleunigung unterteilt werden.
Bei einem FF-Fahrzeug (Frontmotor und Frontantrieb) weist ein
Antriebssystem eine hohe Steifigkeit auf, so dass ein Reso
nanzpunkt in einem praktischen Betriebsbereich verbleibt,
selbst wenn die Torsionssteifigkeit zum Zwecke einer Verbes
serten Performance für Geräusche und Schwingungen verringert
ist. Die Charakteristiken der Motordrehzahlvariationen sind
unterschiedlich zwischen der positiven Seite (Beschleunigung)
und der negativen Seite (Verzögerung), jedoch gibt es keinen
Unterschied bei den herkömmlichen Torsionscharakteristiken
zwischen der positiven und der negativen Seite. Deshalb kön
nen, selbst wenn gute Dämpfungsleistungen an einer Seite er
reicht werden können, keine guten Dämpfungscharakteristiken an
der anderen Seite erreicht werden. Somit kann insgesamt eine
gute Dämpfungsleistung nicht erreicht werden.
In Verbindung mit Schwingungsdämpfungsleistungen bezogen auf
Variationen der Drehzahl des Getriebes bezüglich der Mo
tordrehzahl kann das Hysteresisdrehmoment eine Resonanz an der
positiven Seite unterdrücken, kann jedoch keine gute Dämp
fungsrate in einem positiven Bereich höher als der Resonanz
punkt oder über den gesamten negativen Bereich erreichen. Um
gekehrt kann das geringe Hysteresisdrehmoment gute Dämpfungs
raten im positiven Bereich höher als der Resonanzpunkt und
über den gesamten negativen Bereich erreichen, kann jedoch
große Variationen der Drehzahl am positiven Resonanzpunkt ver
ursachen.
Wie oben erwähnt, wenn die Torsionscharakteristiken an der po
sitiven Seite ähnlich zu denen an der negativen Seite sind und
insbesondere kein Unterschied im Hysteresisdrehmoment zwischen
der positiven und der negativen Seite vorhanden ist, ist es
nicht möglich, Torsionsdämpfungscharakteristiken bereitzustel
len, welche über den gesamten Bereich vorteilhaft sind.
Daher existiert eine Notwendigkeit für einen Dämpfermechanis
mus, welcher die oben erläuterten Probleme im Stand der Tech
nik überwindet. Die vorliegende Erfindung richtet sich auf
diese Notwendigkeit im Stand der Technik sowie auch auf andere
Notwendigkeiten, welche dem Fachmann aus der vorliegenden Of
fenbarung ersichtlich werden.
Es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, bei einfachem
Aufbau und einfacher, kostengünstiger Herstellbarkeit einen
Dämpfermechanismus bereitzustellen, welcher verbesserte
Schwingungsdämpfungscharakteristiken aufweist.
Diese Aufgabe wird durch einen Dämpfermechanismus mit den
Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Die Unteransprüche
zeigen bevorzugte Weiterbildungen der Erfindung.
Der erfindungsgemäße Dämpfermechanismus erreicht die bevorzug
ten Schwingungsdämpfungscharakteristiken durch Vorsehen von
unterschiedlichen Torsionscharakteristiken an der positiven
und der negativen Seite.
Gemäß einem ersten Aspekt der Erfindung umfasst ein Dämpferme
chanismus ein erstes Rotationselement, ein zweites Rotations
element, eine Vielzahl von elastischen Elementen und einen
Reibungserzeugungsmechanismus. Das zweite Rotationselement ist
drehbar bezüglich des ersten Rotationselements angeordnet. Die
Vielzahl der elastischen Elemente ist derart angeordnet, dass
sie zusammengedrückt werden, wenn eine Relativrotation zwi
schen dem ersten und dem zweiten Rotationselement in Rota
tionsrichtung auftritt und stellen eine höhere Steifigkeit an
der positiven Seite der Torsionscharakteristiken als an der
negativen Seite bereit. Der Reibungserzeugungsmechanismus ist
vorgesehen, um Reibung zu erzeugen, wenn eine Relativrotation
zwischen dem ersten und dem zweiten Rotationselement auftritt,
und erzeugt eine größere Reibung an der positiven Seite der
Torsionscharakteristiken als an der negativen Seite.
Dieser Dämpfermechanismus kann Charakteristiken bereitstellen,
bei denen die Steifigkeit und das Hysteresisdrehmoment an der
positiven Seite (Beschleunigungsseite) der Torsionscharakteri
stiken hoch sind und an der negativen Seite (Verzögerungssei
te) der Torsionscharakteristiken gering sind. Damit ist es
möglich, Variationen bzw. Schwankungen der Drehzahl zu verhin
dern, welche beim Passieren des Resonanzpunkts an der positi
ven Seite der Torsionscharakteristiken auftreten können. Eben
falls können gute Dämpfungsraten an der gesamten negativen
Seite der Torsionscharakteristiken erreicht werden.
Gemäß einem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung weist
der Dämpfermechanismus des ersten Aspekts weiter das Merkmal
auf, dass der Reibungserzeugungsmechanismus einen ersten Rei
bungserzeugungsbereich zur Erzeugung von Reibung an zumindest
der negativen Seite der Torsionscharakteristiken aufweist und
einen zweiten Reibungserzeugungsmechanismus zur Erzeugung von
Reibung an der positiven Seite der Torsionscharakteristiken
aufweist. Da der Dämpfermechanismus dieses Aspekts zwei Rei
bungserzeugungsbereiche zur Erzeugung der Reibung jeweils an
der positiven und der negativen Seite aufweist, kann das Hy
steresisdrehmoment an jeder der positiven und negativen Seite
unabhängig voneinander gesteuert bzw. geregelt werden.
Gemäß einem dritten Aspekt der vorliegenden Erfindung weist
der Dämpfermechanismus gemäß dem zweiten Aspekt weiter das
Merkmal auf, dass der erste Reibungserzeugungsbereich an der
positiven und der negativen Seite betrieben wird und der zwei
te Reibungserzeugungsbereich nur an der positiven Seite be
trieben wird. Bei diesem Dämpfermechanismus arbeiten der erste
und der zweite Reibungserzeugungsbereich an der positiven Sei
te und nur der erste Reibungserzeugungsbereich arbeitet an der
negativen Seite.
Gemäß einem vierten Aspekt der vorliegenden Erfindung weist
der Dämpfermechanismus gemäß dem zweite oder dritten Aspekt
weiter das Merkmal auf, dass der erste Reibungserzeugungsbe
reich ein erstes Reibelement zur Erzeugung von Reibung zwi
schen den ersten und zweiten Rotationselementen aufweist und
ein erstes Vorspannelement zum Vorspannen des ersten Reibele
ments aufweist. Der zweite Reibungserzeugungsbereich weist ein
zweites Reibelement zur Erzeugung von Reibung zwischen dem er
sten und den zweiten Rotationselement auf und weist ein zwei
tes Vorspannelement zum Vorspannen des zweiten Reibelements
auf. Bei diesem Dämpfermechanismus weist jeder der Reibungser
zeugungsbereiche ein Reibungserzeugungselement und ein Vor
spannelement auf. Wenn daher die Rotationsrichtung der Rota
tionselemente geändert wird, kann das Hysteresisdrehmoment je
weils unabhängig an der positiven und der negativen Seite ge
steuert bzw. geregelt werden.
Diese und weitere Ziele, Merkmale, Aspekte und Vorteile der
vorliegenden Erfindung werden dem Fachmann aus der nachfolgen
den detaillierten Beschreibung in Verbindung mit den beigefüg
ten Zeichnungen deutlich, welche bevorzugte Ausführungsbei
spiele der vorliegenden Erfindung darstellen.
In den Zeichnungen ist:
Fig. 1 eine Querschnittsansicht einer Kupplungsscheibenan
ordnung gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel der
vorliegenden Erfindung,
Fig. 2 eine Draufsicht der Kupplungsscheibenanordnung von
Fig. 1,
Fig. 3 eine Teilquerschnittsansicht, welche in einem ver
größerten Maßstab einen in Fig. 1 gezeigten Rei
bungserzeugungsmechanismus zeigt,
Fig. 4 eine Teilquerschnittsansicht, welche in einem ver
größerten Maßstab einen in Fig. 1 gezeigten Rei
bungserzeugungsmechanismus zeigt,
Fig. 5 eine teilweise geschnittene Draufsicht, welche in
einem vergrößerten Maßstab eine in Fig. 2 gezeigte
elastische Element-Anordnung zeigt,
Fig. 6 eine Querschnittsansicht eines in Fig. 2 gezeigten
ersten Sitzelements,
Fig. 7 eine Querschnittsansicht, welche in einem vergrößer
ten Maßstab die in Fig. I gezeigte erste elastische
Element-Anordnung zeigt,
Fig. 8 eine Querschnittsansicht des in Fig. 2 gezeigten er
sten Sitzelements,
Fig. 9 eine Querschnittsansicht eines in Fig. 2 gezeigten
zweiten Sitzelements,
Fig. 10 eine schematische Ansicht eines Dämpfermechanismus
der Kupplungsscheibenanordnung von Fig. 1,
Fig. 11 eine schematische Ansicht des Dämpfermechanismus der
Kupplungsscheibenanordnung von Fig. 1 und
Fig. 12 ein Diagramm, welches Torsionscharakteristiken der
Kupplungsscheibenanordnung von Fig. 1 zeigt.
In Fig. 1 ist eine Querschnittsansicht einer Kupplungsschei
benanordnung 1 eines Ausführungsbeispiels gemäß der vorliegen
den Erfindung dargestellt. Fig. 2 zeigt diese in einer Drauf
sicht. Die Kupplungsscheibenanordnung 1 ist eine Leistungs
übertragungsvorrichtung, welche in einer Kupplungsvorrichtung
eines Fahrzeugs (insbesondere eines Fahrzeugs mit Frontmotor
und Frontantrieb) verwendet wird, und weist eine Kupplungs
funktion und eine Dämpfungsfunktion auf. Die Kupplungsfunktion
arbeitet selektiv, um ein Drehmoment durch Eingreifen mit und
Lösen von einem Schwungrad (nicht gezeigt) zu übertragen und
zu unterbrechen. Die Dämpfungsfunktion arbeitet, um Drehmoment
und andere Schwankungen, welche von der Schwungradseite zuge
führt werden, durch Federn und andere Teile zu absorbieren und
zu dämpfen.
In Fig. 1 stellt die Linie 0-0 eine Rotationsachse der Kupp
lungsscheibenanordnung 1 dar. An der linken Seite von Fig. 1
sind ein Motor und ein Schwungrad (beide nicht gezeigt) ange
ordnet. An der rechten Seite von Fig. 1 ist ein Getriebe
(nicht gezeigt) angeordnet. In Fig. 2 bezeichnet ein Pfeil R1
die Antriebsseite (positive Rotationsrichtung) der Kupplungs
scheibenanordnung 1 und ein Pfeil R2 bezeichnet eine entgegen
gesetzte Seite (negative Rotationsseite). In der nachfolgenden
Beschreibung stellen die Begriffe "Rotations(um
fangs-)richtung", "Axialrichtung" und "Radialrichtung" die je
weiligen Richtungen der Kupplungsscheibenanordnung 1, welche
als Rotationskörper betrachtet wird, dar, außer es ist ander
weitig angegeben.
Bezug nehmend auf die Fig. 1 und 2 ist die Kupplungsscheiben
anordnung 1 in erster Linie aus einem Eingangsrotationselement
2, einem Ausgangsrotationselement 3 und einem zwischen den
beiden Rotationselementen 2 und 3 angeordneten elastischen
Kupplungsmechanismus 4 gebildet. Diese Elemente und der Mecha
nismus bilden einen Dämpfermechanismus zum Dämpfen von Tor
sionsschwingungen, während ein Drehmoment übertragen wird. Das
Eingangsrotationselement 2 ist ausgelegt, um Drehmoment vom
Schwungrad (nicht gezeigt) zu empfangen. Das Eingangsrota
tionselement 2 ist in erster Linie aus einer Kupplungsscheibe
11, einer Kupplungsplatte 12 und einer Rückhalteplatte 13 ge
bildet. Die Kupplungscheibe 11 kann gegen das Schwungrad für
ein Eingreifen damit gedrückt werden. Die Kupplungsscheibe 11
ist aus einer Dämpfungsplatte 15 sowie einem Paar von Reibbe
lägen 16 und 17 gebildet, welche an axial gegenüberliegenden
Seiten der Dämpfungsplatte 15 mittels Nieten 18 befestigt
sind.
Die Kupplungsplatte 12 und die Rückhalteplatte 13 sind beide
aus kreisförmigen Plattenelementen gebildet, welche mittels
Pressen hergestellt werden, und sind in Axialrichtung von ein
ander um einen vorbestimmten Abstand beabstandet. Die Kupp
lungsplatte 12 ist an der Motorseite angeordnet und die Rück
halteplatte 13 ist an der Getriebeseite angeordnet. Die Rück
halteplatte 13 ist an ihrem radialen äußeren Bereich mit einer
zylindrischen Wand 22 versehen, welche in Richtung der Kupp
lungsplatte 12 verläuft. Eine Vielzahl von Befestigungsberei
chen 23 erstreckt sich vom Ende der Wand 22 radial nach innen.
Die Befestigungsbereiche 23 sind an der Seitenfläche an der
Getriebeseite der Kupplungsplatte 12 angeordnet und an ihr mit
einer Vielzahl von Nieten 20 befestigt. Dadurch drehen sich
die Kupplungsplatte 12 und die Rückhalteplatte 13 miteinander.
Ebenfalls bestimmt der obige Aufbau den axialen Raum. Weiter
hin befestigen die Nieten 20 den radialen inneren Bereich der
Dämpfungsplatte 15 mit dem Befestigungsbereich 23 und dem ra
dialen äußeren Bereich der Kupplungsplatte 12. Jede der Kupp
lungs- und Rückhalteplatten 12 und 13 ist mit einer mittleren
Öffnung versehen, in welcher ein Nabenwulst 7 angeordnet ist,
was später beschrieben wird. Jede der Kupplungs- und Rückhal
teplatten 12 und 13 ist mit einer Vielzahl von Fenstern 51 und
52 versehen, welche in Umfangsrichtung angeordnet sind. Diese
Fenster 51 und 52 in jeder der Platten 12 und 13 weisen die
gleiche Konfiguration auf und sind vorzugsweise an jeweils
vier Positionen angeordnet, welche radial gleich zueinander
aber in Umfangsrichtung gleich von einander beabstandet sind.
Jedes der Fenster 51 und 52 verläuft im Wesentlichen in Um
fangsrichtung.
In Fig. 1 werden die paarweisen Fenster, welche in Fig. 2
seitlich einander gegenüberliegend sind, als erste Fenster 51
bezeichnet und die paarweisen Fenster, welche in Fig. 2 verti
kal gegenüber liegen, werden als zweite Fenster 52 bezeichnet.
Da die ersten und zweiten Fenster 51 und 52 die gleiche Konfi
guration aufweisen, wird die Konfiguration dieser Fenster
nachfolgend gemeinsam beschrieben. Jedes der ersten und zwei
ten Fenster 51 und 52 ist durch eine Öffnung, welche an ihren
axial gegenüberliegenden Enden geöffnet ist, und einem Ab
stützbereich gebildet, welcher entlang des Randes der Öffnung
gebildet ist. Der Abstützbereich weist einen radial äußeren
Abstützbereich 55, einen radial inneren Abstützbereich 56 und
Umfangsendabstützbereiche 57 auf. In einer Draufsicht ist der
radial äußere Abstützbereich 55 im Wesentlichen in Umfangs
richtung gebogen und der radial innere Abstützbereich 56 weist
eine im Wesentlichen gerade Form auf. Jeder der Umfangsendab
stützbereiche 57 erstreckt sich im Wesentlichen geradlinig in
Radialrichtung, ist jedoch nicht parallel zu einer Linie, wei
che durch eine Mitte in Umfangsrichtung der Fenster 51 oder 52
und der Mitte 0 der Kupplungsscheibenanordnung 1 verläuft. Der
Umfangsendabstützbereich 57 ist schräg gestellt, so dass sein
radiales inneres Ende vorzugsweise in Umfangsrichtung nach in
nen (in Richtung der Mitte in Umfangsrichtung der Fenster 51
oder 52) bezüglich des radialen äußeren Endes versetzt ist.
Deshalb sind die Umfangsendabstützbereiche 57 an den gegen
überliegenden Seiten jedes Fensters 51 oder 52 nicht zueinan
der parallel. Der radiale äußere Abstützbereich 55 und der ra
diale innere Abstützbereich 56 ist jeweils durch teilweises
Schneiden und Umbiegen der Platten gebildet.
Nachfolgend wird das in Fig. 1 gezeigte Ausgangsrotationsele
ment 3 beschrieben. Das Ausgangsrotationselement 3 besteht
hauptsächlich aus einer Nabe 6. Die Nabe 6 ist aus einem Na
benwulst 7 und einem Flansch 8 gebildet. Der Nabenwulst 7
weist eine zylindrische Form auf und ist innerhalb der mitti
gen Öffnungen der Kupplungs- und Rückhalteplatte 12, 13 ange
ordnet. Der Nabenwulst 7 befindet sich mit einer Getriebeein
gangswelle (nicht gezeigt), welche in die mittige Öffnung ein
geführt ist, im keilverzahnten Eingriff. Der Flansch 8 ist
einstückig mit und radial um den Nabenwulst 7 gebildet und
weist eine kreisförmige, plattenartige Form auf. Der Flansch 8
ist in Axialrichtung zwischen der Kupplungs- und der Rückhal
teplatte 12, 13 angeordnet. Bezugnehmend auf Fig. 4 ist der
Flansch 8 aus einem radial inneren Bereich 8a und einem radial
äußeren Bereich 8b, welcher eine kleinere axiale Größe oder
Dicke als der innere Bereich 8a aufweist, gebildet. Wie in
Fig. 2 gezeigt, ist der Flansch 8 an seinem radial äußeren Be
reich 8b mit Fensteröffnungen 53 und 54 versehen, welche den
ersten und zweiten Fenstern 51 und 52 entsprechen. Diese Fen
steröffnungen 53 und 54 sind vorzugsweise jeweils an den vier
Positionen angeordnet, welche an der gleichen Radialposition
zueinander und in Umfangsrichtung gleich voneinander beabstan
det angeordnet sind. Die in Fig. 2 paarweisen Fensteröffnun
gen, welche einander seitlich gegenüberliegen, werden als er
ste Fensteröffnungen 53 bezeichnet und die paarweisen Fen
steröffnungen, welche in Fig. 2 einander vertikal gegenüber
liegen, werden als zweite Fensteröffnungen 54 bezeichnet. Da
die ersten und zweiten Fensteröffnungen 53 und 54 die gleiche
Konfiguration aufweisen, wird diese Konfiguration nachfolgend
gemeinsam beschrieben. Jeder der Fensteröffnungen 53 und 54
ist an den in Axialrichtung gegenüberliegenden Enden geöffnet
und durch axiales Pressen hergestellt und verläuft in Umfangs
richtung. Wie in Fig. 5 gezeigt, weist jede der Fensteröffnun
gen 53 und 54 einen radial äußeren Abstützbereich 63, einen
radial inneren Abstützbereich 64 und Umfangsendabstützbereiche
65 auf. In der Draufsicht verläuft der radial äußere Abstütz
bereich 63 im Wesentlichen in Umfangsrichtung bogenförmig und
der radial innere Abstützbereich 64 weist eine im Wesentlichen
gerade Form auf. Jeder der Umfangsendabstützbereich 65 er
streckt sich im Wesentlichen geradlinig in Radialrichtung, je
doch nicht parallel zu einer Linie, welche durch eine Mitte in
Umfangsrichtung der Fensteröffnungen 53 oder 54 und der Mitte
0 der Kupplungsscheibenanordnung 1 verläuft. Der Umfangsendab
stützbereich 65 ist derart geneigt, dass das radial innere En
de in Umfangsrichtung nach innen bezüglich des radial äußeren
Endes versetzt sein kann.
Der vorhergehende Aufbau kann wie folgt zusammengefasst wer
den:
- 1. Die Fenster bzw. die Fensteröffnungen in jedem Rotations element weisen die gleiche Konfiguration auf.
- 2. Wie in Fig. 2 gezeigt, weisen die Fenster und die Fen steröffnungen (z. B. die erste Fensteröffnung 53 und das erste Fenster 51 und die zweite Fensteröffnung 54 und das zweite Fenster 52), welche in Axialrichtung einander ge genüberliegen, die gleichen Konfigurationen auf und sind in Axialrichtung zueinander ausgerichtet.
Wie in Fig. 2 gezeigt, ist der Flansch 8 an seinem radialen
äußeren Rand mit Aussparungen 8c gebildet, durch welche sich
die Befestigungsbereiche 23 der Rückhalteplatte 13 in Axial
richtung erstrecken. Jede Aussparung 8c ist in Umfangsrichtung
zwischen den Fensteröffnungen 53 und 54 angeordnet.
Der elastische Kupplungsmechanismus 4 ist aus einer Vielzahl
von elastischen Element-Anordnungen 30 und 31 gebildet. In
diesem Ausführungsbeispiel werden vorzugsweise vier elastische
Element-Anordnungen 30 und 31 verwendet. Die elastischen Ele
ment-Anordnungen 30 und 31 sind innerhalb der vier Fensteröff
nungen 53 und 54 sowie der ersten und zweiten Fenster 51 und
52 angeordnet. Die elastischen Element-Anordnungen 30 und 31
sind als zwei Arten von Anordnungen gebildet, d. h. die ersten
elastischen Element-Anordnungen 30, welche innerhalb der er
sten Fensteröffnung 53 und des ersten Fensters 51 angeordnet
sind, und der zweiten elastischen Element-Anordnungen 31, wel
che innerhalb der zweiten Fensteröffnung 54 und dem zweiten
Fenster 52 angeordnet sind.
Wie in Fig. 5 gezeigt, ist die erste elastische Element-
Anordnung 30 aus einer ersten Schraubenfeder 33 und einem
Sitzelementpaar 34A und 34B gebildet, welche an den gegenüber
liegenden Enden der Feder 33 angeordnet sind. Die erste
Schraubenfeder 33 weist einen kreisförmigen Querschnitt auf.
Jedes Ende der ersten Schraubenfeder 33 ist geschlossen und
bildet eine Endwindung. Jedoch wird die Oberfläche jeder End
windung keinem Poliervorgang unterzogen und behält die
Schnittform des Schraubendrahtes bei. Die "Endwindung" in die
sem Ausführungsbeispiel ist die gleiche wie eine Windung jedes
Endes der ersten Schraubenfeder 33. Die Sitzelemente 34A und
34B sind aus einem harten Harz oder einem elastischen Harzma
terial hergestellt. Beispielsweise kann das elastische Harzma
terial ein thermoplastisches Polyesterelastomer sein. Inner
halb der ersten Fensteröffnung 53 wird das an der R1-Seite,
d. h. der vorderen Seite in Rotationsrichtung R1, angeordnete
Sitzelement nachfolgend als erstes Sitzelement 34A bezeichnet
und das an der gegenüberliegenden Seite angeordnete Sitzele
ment wird nachfolgend als zweites Sitzelement 34B bezeichnet.
Ein Aufbau des zweiten Sitzelements 34B wird nachfolgend be
schrieben und anschließend wird das erste Sitzelement 34A ba
sierend auf der Beschreibung des zweiten Sitzelements 34B be
schrieben.
Wie in den Fig. 5 und 6 gezeigt, weist das zweite Sitzelement
34B einen Sitzbereich 40 mit einer Sitzfläche 40a zur Aufnahme
einer Endwindungsfläche der ersten Schraubenfeder 33 auf. Der
Sitzbereich 40 ist an seiner Sitzfläche mit einem säulenförmi
gen Vorsprung 44 versehen, so dass die Sitzfläche 40a eine
ringförmige Form aufweist. Die Sitzfläche 40a weist einen er
sten Halbkreis mit einer im Wesentlichen flachen Form sowie
einen zweiten Halbkreis mit einer Höhe relativ zu einer Ebene,
welche sich im Wesentlichen parallel zu einer zweiten Kontakt
fläche 42 erstreckt, auf. Der zweite Halbkreis erhöht sich
nach und nach, wenn sich eine Position im Gegenuhrzeigersinn
in einer Draufsicht von einem Ende in Richtung des anderen En
des bewegt. Ein Ende des zweiten Halbkreises verläuft kontinu
ierlich zum ersten Halbkreis und sein anderes Ende stellt ei
nen abgestuften Bereich bezüglich des ersten Halbkreises dar.
Im abgestuften Bereich, wie in den Fig. 5 und 8 gezeigt, bil
det die Sitzfläche 40a eine Kontaktfläche 45, welche im We
sentlichen senkrecht zur Umfangsrichtung ist (d. h. die Fläche
45 liegt im Gegenuhrzeigersinn in der Draufsicht). Die Sitz
fläche 40a weist eine Konfiguration entsprechend der der End
windung der ersten Schraubenfeder 33 auf und die Kontaktfläche
45 befindet sich mit der führenden Endfläche der Endwindung in
Kontakt. Dadurch kann sich die erste Schraubenfeder 33 nicht
um ihre eigene Achse bezüglich des ersten Sitzelementepaars
34A und 34B drehen. Die Kontaktflächen 45 von einander gegen
überliegenden Sitzelementen 34A und 34B sind direkt entgegen
gesetzt zueinander in den Drehrichtungen der ersten Schrauben
feder 33 gerichtet. Deshalb kann sich die erste Schraubenfeder
33 in keine Richtung um die Mittelachse drehen.
Der Vorsprung 44 ist weiter mit einem vorstehenden Kontaktbe
reich 46 versehen. Der Kontaktbereich 46 weist einen Axialab
schnitt auf, welcher sich in Richtung des Endes verjüngt, und
ist an seinem Ende mit einer flachen Kontaktfläche 46a verse
hen. Wie in Fig. 6 gezeigt, sind der Sitzbereich 40, der Vor
sprung 44 und der Kontaktbereich 46 an ihren Mitten mit einer
Öffnung 44a versehen, welche im Wesentlichen in Umfangsrich
tung verläuft und einen kreisförmigen Querschnitt aufweist.
Wie am besten in Fig. 8 gezeigt, ist der Kontaktbereich 46 mit
einem Schlitz 46b versehen, welcher in Axialrichtung verläuft,
um ihn in zwei in Axialrichtung von einander beabstandete Be
reiche zu unterteilen.
An dem Ende entfernt von der Sitzfläche 40a ist der Sitzbe
reich 40 mit einem Paar von Vorsprüngen 41 versehen, welche an
in Axialrichtung gegenüberliegenden Bereichen angeordnet sind
und sich in Rotationsrichtung erstrecken. Die Endfläche der
Vorsprünge 41 bildet eine erste Kontaktfläche 41a. Mit anderen
Worten ist der Sitzbereich 40 mit einem Schlitz 48 versehen,
welcher den in Umfangsrichtung äußeren Bereich axial unter
teilt. Die zweite Kontaktfläche 42 ist in Axialrichtung zwi
schen den Vorsprüngen 41 gebildet. Somit ist die zweite Kon
taktfläche 42 in Umfangsrichtung innerhalb der ersten Kontakt
fläche 41a angeordnet. Wie in den Fig. 2 und 9 gezeigt, ist
die erste Fläche 41a derart angeordnet, dass sie sich in Kon
takt mit oder nahe an den Umfangsendabstützbereichen 57 der
ersten Fenster 51 in den Platten 12 und 13 befindet und in Ro
tationsrichtung abgestützt ist. Wie in Fig. 5 gezeigt, ist die
zweite Kontaktfläche 42 um einen vorbestimmten Winkel θ1 um
z. B. 15° vom Umfangsendabstützbereich 65 der ersten Fen
steröffnung zur Abstützung in Rotationsrichtung beabstandet.
Wie weiter in den Fig. 5 und 9 gezeigt, ist der Sitzbereich 40
an seinem in Umfangsrichtung inneren Bereich mit einem radial
äußeren Abstützbereich 40b zum Abstützen der radial äußeren
und axial einander gegenüberliegenden Bereiche der Endwindung
der ersten Schraubenfeder 33 sowie einem radial inneren Ab
stützbereich 40c zum Abstützen der radial inneren und axial
einander gegenüberliegenden Bereiche der Endwindung der ersten
Schraubenfeder 33 versehen.
Wie in den Fig. 2 und 6 gezeigt, weist der zweite Sitzbereich
34B einen radial äußeren Bereich eines bogenförmigen Ab
schnitts auf, welcher sich entlang der radial äußeren Abstütz
bereiche 55 und 63 erstreckt. Die axiale Bewegung des zweiten
Sitzelements 34B ist durch den radial äußeren Abstützbereich
55 und den radial inneren Abstützbereich 56 des ersten Fen
sters 51 beschränkt.
Nachfolgend wird der Aufbau des ersten Sitzelements 34A be
schrieben. Wie in Fig. 9 gezeigt, weist das erste Sitzelement
34A im Wesentlichen die gleiche Konfiguration und den gleichen
Aufbau wie das zweite Sitzelement 34B auf und daher werden nur
Unterschiede nachfolgend erläutert. Die paarweisen Vorsprünge
41 des ersten Sitzelements 34A stehen um einen kleineren Be
trag in Rotationsrichtung vor als die des zweiten Sitzelements
34B. Daher ist die zweite Kontaktfläche 42 des ersten Sitzele
ments 34A um einen Winkel von θ2 in Rotationsrichtung von Um
fangsendabstützbereich 65 der ersten Fensteröffnung 53 im
Flansch 8 beabstandet, wie in Fig. 5 gezeigt. Der Winkel θ2
ist sehr viel kleiner als der Winkel θ1 und beträgt in diesem
Ausführungsbeispiel vorzugsweise 2°. Nochmals Bezug nehmend
auf Fig. 9 ist die zweite Kontaktfläche 42 mit einer flachen
Konkavität 42a in Rotationsrichtung ausgebildet.
Wie in Fig. 5 gezeigt, ist die Anzahl von aktiven Windungen
der ersten Schraubenfeder 33 bevorzugt vier an der radial in
neren Seite und ist drei an der radial äußeren Seite: Somit
ist die Anzahl von aktiven Windungen an der radial inneren
Seite um 1 größer als an der radial äußeren Seite. Da sich die
erste Schraubenfeder 33 nicht um ihre eigene Achse drehen
kann, wird der obige Zustand beibehalten. Dies ist deshalb so,
da sich die einander gegenüberliegenden Enden der ersten
Schraubenfeder 33 drehfest mit den Sitzelementen 34A und 34B
im Eingriff befinden, um jeweils eine Rotation um ihre eigene
Achse zu verhindern. Weiter sind die Sitzelemente 34A und 34B
drehfest mit den Umfangsendabstützbereichen 65 des Flansches 8
und den Umfangsendabstützbereichen 57 (in Fig. 2 gezeigt) der
Platten 12 und 13 im Eingriff, um ihre eigene Rotation um die
Achse der ersten Schraubenfeder 33 zu verhindern. Da die An
zahl der aktiven Windungen an der radial inneren Seite größer
als an der radial äußeren Seite ist, wie oben beschrieben,
kann eine übermäßig große Belastung verteilt werden. Da ein
großer Deformationsbetrag im radial äußeren Bereich auftritt
und sich auf verschiedene Bereiche an der radial inneren Seite
verteilt, können Unterschiede in der Belastung zwischen den
radial inneren und äußeren Bereichen verringert werden.
Wie in Fig. 2 gezeigt, wird nachfolgend eine Beschreibung ei
ner zweiten elastischen Element-Anordnung 31 gegeben. Die
zweite elastische Element-Anordnung 31 ist aus einer zweiten
Schraubenfeder 36 und dritten Sitzelementen 37 gebildet, wel
che jeweils an den einander gegenüberliegenden Enden in Rota
tionsrichtung der Schraubenfeder 36 angeordnet sind. Die zwei
te Schraubenfeder 36 weist einen kreisförmigen Querschnitt
auf. Die einander gegenüberliegenden Enden der zweiten Schrau
benfeder 36 sind jeweils durch eine geschlossene Windung ge
bildet. Die Oberfläche der Endwindung ist jedoch nicht poliert
und behält die Schnittform des Schraubendrahtes bei. Der obige
Begriff "Endwindung" ist ein Bereich, welcher einer Windung an
jedem Ende der zweiten Schraubenfeder 36 entspricht. Die zwei
te Schraubenfeder 36 weist einen gleichen Schraubendurchmes
ser, Schraubendrahtdurchmesser und Steigung bzw. Abstand wie
die erste Schraubenfeder 33 auf, weist jedoch eine unter
schiedliche Anzahl von Windungen auf, so dass die zweite
Schraubenfeder 36 in Umfangsrichtung länger als die erste
Schraubenfeder 33 ist.
Das Sitzelement 37 weist eine ähnliche Form zu der der schon
beschriebenen Sitzelemente 34A und 34B auf. Jedoch ist der
Sitzbereich des dritten Sitzelements 37 nicht mit einem an der
Außenseite in Rotationsrichtung angeordneten Schlitz versehen.
Deshalb ist das dritte Sitzelement 37 ebenfalls in Kontakt mit
oder nahe dem Umfangsendabstützbereich 65 der zweiten Fen
steröffnung 54 im Flansch 8 angeordnet.
Wie in Fig. 4 gezeigt, umfasst die Kupplungsscheibenanordnung
1 weiter einen Reibungserzeugungsmechanismus 69, welcher vor
gesehen ist, um parallel mit dem elastischen Kupplungsmecha
nismus 4 zu arbeiten. Der Reibungserzeugungsmechanismus 69
weist einen ersten Reibungserzeugungsbereich 70 zur Erzeugung
eines geringen Hysteresisdrehmoments und einen zweiten Rei
bungserzeugungsbereich 71 zur Erzeugung eines hohen Hystere
sisdrehmoments auf.
Der erste Reibungserzeugungsbereich 70 wird verwendet, um ein
Hysteresisdrehmoment über den gesamten Betriebsbereich des
elastischen Kupplungsmechanismus 4 zu erzeugen, und somit an
beiden, den positiven und negativen Seiten der Torsionscharak
teristiken. Der erste Reibungserzeugungsbereich 70 weist eine
erste Buchse 72, eine erste konische Feder 73 und eine zweite
Buchse 74 auf. Die erste Buchse 72 und die erste konische Fe
der 73 sind zwischen dem radial inneren Bereich 8a des Flan
sches 8 und dem radial inneren Bereich der Rückhalteplatte 13
angeordnet. Die erste Buchse 72 ist unterlegscheibenartiges
Element und weist eine Reibfläche auf, welche sich in Gleit
kontakt mit der Seitenfläche an der Getriebeseite des radial
inneren Bereichs 8a des Flansches 8 befindet. Die erste koni
sche Feder 73 ist axial zwischen der ersten Buchse 72 und dem
radial inneren Bereich der Rückhalteplatte 13 angeordnet und
wird in Axialrichtung zusammengedrückt. Die zweite Buchse 74
ist ein ringförmiges Element, welches am inneren Umfang der
Kupplungsplatte 12 befestigt ist, und weist eine innere Um
fangsfläche auf, welche sich mit der äußeren Umfangsfläche des
Nabenwulstes 7 in Kontakt befindet. Dadurch sind die Kupp
lungs- und Rückhalteplatte 12 und 13 in Radialrichtung bezüg
lich der Nabe 6 positioniert. Die zweite Buchse 74 weist eine
Reibfläche auf, welche sich in Gleitkontakt mit der Seitenflä
che an der Motorseite des radial inneren Bereichs 8a des Flan
sches 8 befindet.
Gemäß dem oben beschriebenen Aufbau arbeitet der erste Rei
bungserzeugungsbereich 70 derart, dass die ersten und zweiten
Buchsen 72 und 74 (erste Reibelemente), welche sich gemeinsam
mit der Kupplungs- und Rückhalteplatte 12 und 13 drehen, axial
gegen den Flansch 8 durch die elastische Kraft der ersten ko
nischen Feder 73 (erstes Vorspannelement) gedrückt werden und
daher in Rotationsrichtung gleitbar sind.
Wie in den Fig. 3 und 4 gezeigt, wird der zweite Reiberzeu
gungsbereich 71 durch eine dritte Buchse 76, eine zweite koni
sche Feder 77, eine vierte Buchse 78 und floatendes bzw. mit
Spiel versehenes Element 80 gebildet.
Das floatende Element 80 ist vorgesehen, um einen Betrieb des
zweiten Reibungserzeugungsbereichs 71 an der positiven Seite
der Torsionscharakteristiken zu ermöglichen, aber einen Be
trieb an der negativen Seite zu unterbinden. Genauer stellt
das floatende Element 80 eine Reibfläche des zweiten Reiber
zeugungsbereichs 71 bezüglich des Eingangsdrehelements 2 be
reit und ist drehbar bezüglich des Flansches 8 in einem vorbe
stimmten Winkelbereich. Jedoch ist das floatende Element 80
nur von einer Seite in Rotationsrichtung in Eingriff bringbar.
Genauer ist es nur an der positiven Seite der Torsionscharak
teristiken in Eingriff bringbar und ist nicht an der negativen
Seite in Eingriff bringbar. Das floatende Element 80 ist aus
einem ersten Plattenelement 81, einem zweiten Plattenelement
82 und Stiften 83 gebildet. Die ersten und zweiten Plattenele
mente 81 und 82 weisen ringförmige Formen auf und sind an den
axial einander gegenüberliegenden Seiten des radial inneren
Bereiches des Flansches angeordnet. Genauer sind die ersten
und zweiten Plattenelemente 81 und 82 an den axial einander
gegenüberliegenden Seiten der radial innersten ringförmigen
Bereiche des radial äußeren Bereichs 8b angeordnet, welcher
radial zwischen dem radial inneren Bereich 8a und den Fen
steröffnungen 53 und 54 angeordnet ist. Das erste Plattenele
ment 81 ist an der Getriebeseite bezüglich des Flansches 8 an
geordnet und das zweite Plattenelement 82 ist an der Motorsei
te bezüglich des Flansches 8 angeordnet. Der Stift 83 weist
einen axialen Schaft 83a und Befestigungsbereiche 83b auf,
welche sich jeweils in Axialrichtung von gegenüberliegenden
Enden des Schafts 83a erstrecken. Der Befestigungsbereich 83b
weist einen kleineren Durchmesser als der Schaft 83a auf, so
dass Schultern 83c an axial gegenüberliegenden Enden des
Schaftes 83a gebildet sind. Die ersten und zweiten Plattenele
mente 81 und 82 sind mit Öffnungen versehen, um die Befesti
gungsbereiche 83b darin einzuführen. Infolge dieser Befesti
gung drehen sich die ersten und zweiten Plattenelemente 81 und
82 gemeinsam miteinander. Die Schultern 83c des Schafts 83 be
finden sich jeweils in Axialrichtung in Kontakt mit den ersten
und zweiten Plattenelementen 81 und 82. Dies legt den axialen
Abstand zwischen den ersten und zweiten Plattenelementen 81
und 82 fest. Da die axiale Länge des Schafts 83a größer als
die axiale Dicke des Flansches 8 ist, sind die axial gegen
überliegenden Flächen des radial äußeren Bereiches 8b des
Flansches 8 nicht gleichzeitig in Kontakt mit den ersten und
zweiten Plattenelementen 81 und 82 und der radial äußere Be
reich 8b des Flansches 8 in Fig. 3 ist in Axialrichtung von
dem ersten Plattenelement 81 an seiner Getriebeseite beabstan
det. Die Stifte 83 sind in zwei diametral gegenüberliegenden
Positionen angeordnet und erstrecken sich jeweils durch Aus
sparungen 64a in den ersten Fensteröffnungen 53, wie in Fig. 5
gezeigt. Die Aussparung 64a erstreckt sich vom radial inneren
Abstützbereich 64 der ersten Fensteröffnung 53 radial nach in
nen und weist eine vorbestimmte Länge in Rotationsrichtung
auf. Der Stift 83 in der Aussparung 64a ist in Rotationsrich
tung R1 versetzt. Wie später beschrieben wird, ist das floa
tende Element 80 bezüglich der Nabe 6 um einen vorbestimmten
Winkel drehbar und die Aussparung 64a weist eine Umfangslänge
auf, welche Störungen zwischen dem Rand der Aussparung 64a und
dem Stift 83 während der Relativrotation durch den obigen Be
reich verhindert.
Wie in den Fig. 4 und 5 gezeigt, ist das erste Plattenelement
81 aus einem mit dem Stift 83 in Eingriff befindlichen ring
förmigen Bereich 81a, einem sich vom ringförmigen Bereich 81a
radial nach außen erstreckenden Paar von Armen 81b und einer
Klaue 81c gebildet, welche sich vom Ende des Armes 81b in
Axialrichtung erstreckt. Jeder Arm 81b weist ein Ende auf,
welches nahe dem vorderen Ende in Rotationsrichtung R1 der er
sten Fensteröffnung 53 im Flansch 8 angeordnet ist. Der Arm
81b weist eine Konfiguration auf, welche seine Einführung in
Rotationsrichtung R2 in einen Raum zwischen dem Paar von Vor
sprüngen 41 des ersten Sitzelements 34A erlaubt, und weist an
seinem Ende die sich in Axialrichtung erstreckende Klaue 81c
auf. Die Klaue 81c ist in den konkaven Bereich 82a eingefügt,
welcher an der zweiten Kontaktfläche 42 des ersten Dichtele
ments 34A gebildet ist. Deshalb ist die Klaue 81c bündig bzw.
eben mit der zweiten Kontaktfläche 42. Somit ist die Klaue 81c
durch den Winkel θ2 in Rotationsrichtung vom Umfangsendab
stützbereich 65 an der vorderen Seite in Rotationsrichtung R1
der ersten Fensteröffnung 53 beabstandet. Die zweite Kontakt
fläche 42 kann in Rotationsrichtung R2 von der Klaue 81c beab
standet sein.
Die dritte Buchse 76 und die zweite konische Feder 77 sind
axial zwischen dem ringförmigen Bereich 81a des ersten Plat
tenelements 81 und dem radial inneren Bereich der Rückhalte
platte 13 angeordnet und somit radial außerhalb der ersten
Buchse 72 und der ersten konischen Feder 73 angeordnet. Die
dritte Buchse 76 weist eine sich mit der Seitenfläche des er
sten Plattenelements 81 an der Getriebeseite in Kontakt be
findliche Reibfläche auf. Wie in Fig. 3 gezeigt, weist die
dritte Buchse 76 Vorsprünge 76a auf, welche sich in Axialrich
tung vom ringförmigen Körper erstrecken und in in der Rückhal
teplatte 13 gebildete Öffnungen eingefügt sind. Infolge dieser
Einfügung ist die dritte Buchse 76 in Axialrichtung bewegbar,
aber drehfest bezüglich der Rückhalteplatte 13. Die zweite ko
nische Feder 77 ist axial zwischen der dritten Buchse 76 und
dem radial inneren Bereich der Rückhalteplatte 13 angeordnet
und wird axial zwischen ihnen zusammengedrückt. Die dritte
Buchse 76 weist Konkavitäten auf, welche sich in Rotations
richtung mit den von der ersten Buchse 72 erstreckenden Vor
sprüngen im Eingriff befinden. Infolge dieses Eingriffs dreht
sich die erste Buchse 72 gemeinsam mit der dritten Buchse 76
und der Rückhalteplatte 13.
Bezug nehmend auf die Fig. 3 und 4 ist die vierte Buchse 78
zwischen dem zweiten Plattenelement 82 und dem radial inneren
Bereich der Kupplungsplatte 12 angeordnet und somit radial
außerhalb der zweiten Buchse 74 angeordnet. Die vierte Buchse
78 weist eine sich mit der radialen Fläche an der Motorseite
des zweiten Plattenelements 82 in Kontakt befindliche Reibflä
che auf. Die vierte Buchse 78 ist mit einer Vielzahl von Vor
sprüngen 78a versehen, welche sich in Axialrichtung vom ring
förmigen Körper in Richtung des Motors erstrecken. Der Vor
sprung 78a ist in eine in der Kupplungsplatte 12 gebildete
Öffnung eingefügt, so dass die vierte Buchse 78 axial beweg
bar, aber drehfest bezüglich der Kupplungsplatte 12 ist.
Infolge des obigen Aufbaus arbeitet der zweite Reibungserzeu
gungsbereich 71 derart, dass die dritten und vierten Buchsen
76 und 78 (zweite Reibelemente), welche sich gemeinsam mit der
Kupplungs- und Rückhalteplatte 12 und 13 drehen, axial gegen
das floatende Element 80 durch die elastische Kraft der zwei
ten konischen Feder 77 (zweites Vorspannelement) gedrückt wer
den und gleitbar in Rotationsrichtung ist. Das durch den zwei
ten Reibungserzeugungsbereich 71 erzeugte Hysteresisdrehmoment
ist vorzugsweise zehn- bis zwanzigmal größer als das durch den
ersten Reibungserzeugungsbereich 70 erzeugte Hysteresisdrehmo
ment.
Mit Bezugnahme auf die Fig. 5, 10 und 11, welche den Dämpfer
mechanismus in schematischer Weise zeigen, sowie auch auf Fig.
12, welche die Torsionscharakteristiken zeigt, wird nachfol
gend eine Beschreibung der Torsionscharakteristiken der Kupp
lungsscheibenanordnung 1 gegeben. Die in Fig. 12 gezeigten
Werte sind ausschließlich beispielhaft zu verstehen und be
schränken nicht den Schutzumfang der vorliegenden Erfindung.
Zuerst wird eine Beschreibung der Funktion gegeben beginnend
vom in Fig. 10 gezeigten Neutralzustand und ausgeführt in dem
positiven Bereich der Torsionscharakteristiken. In diesem Fall
verdrehen sich die Kupplungsplatte 12 und die Rückhalteplatte
13 in Rotationsrichtung R1 bezüglich des Ausgangsdrehelements
3, welches die Nabe 6 umfasst.
Wenn der Torsionswinkel klein ist, werden nur die beiden zwei
ten Schraubenfedern 36 zusammengedrückt und es arbeitet nur
der erste Reibungserzeugungsbereich 70. Somit werden die bei
den ersten Schraubenfedern 33 nicht zusammengedrückt und der
zweite Reibungserzeugungsbereich 71 wird nicht betrieben. Ge
nauer erstrecken sich die Umfangsendabstützbereiche 65 an der
R1-Seite des Flansches 8 durch den Schlitz 48 im ersten Sitz
element 34A, weshalb die erste Schraubenfeder 33 nicht zusam
mengedrückt wird. Das floatende Element 80 ist über den zwei
ten Reibungserzeugungsbereich 71 mit den Platten 12 und 13 für
eine gemeinsame Rotation verbunden und gleitet an der Nabe 6,
so dass der zweite Reibungserzeugungsbereich 71 keine Reibung
erzeugt. Damit können die Charakteristiken einer geringen
Steifigkeit und eines geringen Hysteresisdrehmoments erhalten
werden.
Wenn der Torsionswinkel θ2 erreicht, kommt der Umfangsendab
stützbereich 65 an der R1-Seite der ersten Fensteröffnung 53
mit der zweiten Kontaktfläche 42 am ersten Sitzelement 34A und
der Klaue 81c des floatenden Elements 80 in Kontakt. An
schließend werden die beiden ersten Schraubenfedern 33 in pa
ralleler Weise mit den zweiten Schraubenfedern 36 zusammenge
drückt. Das floatende Element 80 dreht sich gemeinsam mit der
Nabe 6 und gleitet in Rotationsrichtung bezüglich der dritten
und vierten Buchsen 76 und 78. Somit wird der zweite Reibungs
erzeugungsbereich 71 parallel mit dem ersten Reibungserzeu
gungsbereich 70 betrieben. Dadurch kann eine hohe Steifigkeit
und hohe Hysteresisdrehmoment-Torsionscharakteristiken erhal
ten werden. Wenn der Torsionswinkeln z. B. 10,5° erreicht, kom
men die ersten und zweiten Sitzelemente 34A und 34B miteinan
der in Kontakt und die dritten Sitzelemente 37 kommen mitein
ander in Kontakt, so dass der Betrieb des Dämpfermechanismus
angehalten wird.
Nachfolgend wird eine Beschreibung des Betriebsfalls gegeben,
welcher im neutralen Zustand von Fig. 11 beginnt und in dem
negativen Bereich der Torsionscharakteristiken ausgeführt
wird. In diesem Fall verdrehen sich die Kupplungs- und Rück
halteplatte 12 und 13 in Rotationsrichtung R2 bezüglich des
Ausgangsdrehelements 3, welches die Nabe 6 umfasst. Wenn der
Torsionswinkel klein ist, werden nur die beiden Schraubenfe
dern 36 zusammengedrückt und es wird nur der erste Reibungser
zeugungsbereich 70 betrieben. Somit werden die beiden ersten
Schraubenfedern 33 nicht zusammengedrückt und der zweite Rei
bungserzeugungsbereich 71 wird nicht betrieben. Genauer er
streckt sich der Umfangsendabstützbereich 65 an der R2-Seite
des Flansches 8 durch den Schlitz 48 im zweiten Sitzelement
34B. Deshalb werden die ersten Schraubenfedern 33 nicht zusam
mengedrückt. Das floatende Element 80 ist über den zweiten
Reibungserzeugungsbereich 71 mit den Platten 12 und 13 für ei
ne gemeinsame Rotation verbunden und gleitet an der Nabe 6, so
dass der zweite Reibungserzeugungsbereich 71 keine Reibung er
zeugt. Dadurch können die Charakteristiken einer geringen
Steifigkeit und eines geringen Hysteresisdrehmoments erhalten
werden. Die Torsionssteifigkeit in diesem Zustand ist ungefähr
gleich einem Viertel der Torsionssteifigkeit im positiven
Hoch-Steifigkeitsbereich von 2° bis 10,5° von Fig. 12.
Wenn der Torsionswinkel θ1 erreicht, kommt der Umfangsendab
stützbereich 65 an der R2-Seite der ersten Fensteröffnung 53
mit der zweiten Kontaktfläche 42 des zweiten Sitzelements 34B
in Kontakt. Anschließend werden die beiden erste Schraubenfe
dern 33 in paralleler Weise mit den beiden zweiten Schrauben
federn 36 zusammengedrückt. Das floatende Element 80 dreht
sich j edoch gemeinsam mit den Platten 12 und 13 mit dem zwei
ten Reibungserzeugungsbereich 71 dazwischen und gleitet bezüg
lich der Nabe 6. Deshalb erzeugt der zweite Reibungserzeu
gungsbereich 71 keine Reibung. Dadurch können die gewünschte
Steifigkeit und die gewünschten Hysteresisdrehmoment-
Torsionscharakteristiken erhalten werden.
Wie oben beschrieben, zeigen beim erfindungsgemäßen Dämpferme
chanismus die Torsionscharakteristiken jeweils unterschiedli
che Torsionssteifigkeiten an der positiven und der negativen
Seite und zeigen jeweils weiter unterschiedliche Hysteresis
drehmomente an der positiven und der negativen Seite. Dadurch
können die gewünschten Torsionscharakteristiken, welche insge
samt, d. h. an allen Seiten, gut sind, erreicht werden. Da im
Stand der Technik kein Unterschied der Torsionscharakteristi
ken zwischen der positiven und der negativen Seite existiert,
treten die nachfolgenden Probleme in Verbindung mit der
Schwingungsdämpfungsleistung auf:
- 1. Eine hohe Steifigkeit und ein hohes Hysteresisdrehmoment verursachen eine unzureichende Dämpfungsrate an der nega tiven Seite.
- 2. Eine hohe Steifigkeit und ein geringes Hysteresisdrehmo ment verursachen große Vibrationen der Drehzahl während der Resonanz an der positiven Seite.
- 3. Eine geringe Steifigkeit und ein hohes Hysteresisdrehmo ment verursachen eine unzureichende Dämpfungsrate an der negativen Seite.
- 4. Eine geringe Steifigkeit und ein geringes Hysteresis drehmoment verursachen große Vibrationen der Drehzahl während der Resonanz an der positiven Seite.
Aus der obigen Darlegung ist es verständlich, dass das hohe
Hysteresisdrehmoment vorzugsweise an der positiven Seite und
das geringe Hysteresisdrehmoment vorzugsweise an der negativen
Seite ist. Im Stand der Technik wurden Anordnungen mit derar
tigen Torsionscharakteristiken vorgeschlagen, bei denen das
Hysteresisdrehmoment an der positiven Seite unterschiedlich
von dem an der negativen Seite ist. Zusätzlich zu dem Unter
schied im Hysteresisdrehmoment stellt die vorliegende Erfin
dung einen Unterschied in der Torsionssteifigkeit bereit, so
dass deutlich verbesserte Torsionscharakteristiken erhalten
werden können.
Genauer wird ein hohes Hysteresisdrehmoment im hohen Steifig
keitsbereich (2° bis 10,5° in Fig. 12) an der positiven Seite
erreicht und ein geringes Hysteresisdrehmoment wird im niede
ren Steifigkeitsbereich (0° bis 15° in Fig. 12) an der negati
ven Seite erreicht. Dadurch können Schwankungen der Drehzahl,
welche auftreten können, wenn der Resonanzpunkt passiert wird,
an der positiven Seite der Torsionscharakteristiken verhindert
werden und gute Dämpfungsraten können über die gesamte negati
ve Seite der Torsionscharakteristiken erhalten werden.
Insbesondere kann die Kupplungsscheibenanordnung 1 gemäß der
vorliegenden Erfindung in geeigneter Weise zur Verbesserung
der Schwingungscharakteristiken, welche bei einem Fahrzeugauf
bau mit Frontmotor und Frontantrieb verursacht werden, verwen
det werden. Genauer verwendet ein FF-Fahrzeug ein Antriebssy
stem hoher Steifigkeit und weist deshalb die folgenden Schwin
gungscharakteristiken auf. Erstens verbleibt in einem
FF-Fahrzeug der Resonanzpunkt im praktischen Betriebsbereich,
selbst wenn die Torsionssteifigkeit zur Verbesserung des Ge
räusch- und Schwingungsverhaltens verringert ist. Zweitens,
wenn die Schwankung der Motordrehzahl zwischen der positiven
Seite (Beschleunigungsseite) und der negativen Seite (Verzöge
rungsseite) der Torsionscharakteristiken unterschiedlich ist
und kein Unterschied in den Torsionscharakteristiken twischen
der positiven und der negativen Seite vorhanden ist, können
gute Dämpfungsleistungen an einer Seite erreicht werden, aber
können nicht an der anderen Seite erreicht werden. Somit ist
es nicht möglich, gute Dämpfungsleistungen an beiden Seiten
bereitzustellen.
Der Reibungserzeugungsmechanismus 69 weist zwei Reibungserzeu
gungsbereiche auf, d. h. den ersten und den zweiten Reibungser
zeugungsbereich 70 und 71, und der zweite Reibungserzeugungs
bereich 71 wird nur an der positiven Seite betrieben. Deshalb
ist es möglich, das an der positiven und der negativen Seite
erzeugte Hysteresisdrehmoment unabhängig von einander zu steu
ern bzw. zu regeln. Genauer kann das Hysteresisdrehmoment an
der positiven Seite durch teilweises oder vollständiges Ändern
der dritten Buchse 76, der vierten Buchse 78 und der zweiten
konischen Feder 77 im zweiten Reibungserzeugungsbereich 71 ge
steuert werden. Diese Änderung betrifft nicht das Hysteresis
drehmoment an der negativen Seite. Das Hysteresisdrehmoment an
der negativen Seite kann durch teilweises oder vollständiges
Ändern der ersten Buchse 72, der zweiten Buchse 74 und der er
sten konischen Feder 73 im ersten Reibungserzeugungsbereich 70
gesteuert werden. Diese Änderung verursacht eine Änderung des
Hysteresisdrehmoments an der positiven Seite. Jedoch ist das
durch den ersten Reibungserzeugungsbereich 70 erzeugte Hyste
resisdrehmoment sehr viel kleiner als das durch den zweiten
Reibungserzeugungsbereich 71 erzeugte Hysteresisdrehmoment.
Deshalb betreffen die obigen Änderungen das Hysteresisdrehmo
ment an der positiven Seite nicht in einer signifikanten Wei
se. Im Gegensatz dazu ist ein Aufbau vorgeschlagen worden, bei
dem eine konische Feder zur Erzeugung von Reibung an einer
Vielzahl von Elementen verwendet wird und die Anzahl der Reib
flächen an der positiven Seite unterschiedlich von der an der
negativen Seite ist, um jeweils unterschiedliche Hysteresis
drehmomente an der positiven und der negativen Seite bereitzu
stellen. Gemäß diesem Aufbau betrifft eine Änderung der koni
schen Feder zur Steuerung des Hysteresisdrehmoments an der po
sitiven Seite in signifikanter Weise das Hysteresisdrehmoment
an der negativen Seite.
Die vorliegende Erfindung ist nicht auf die Kupplungsscheiben
anordnung des beschriebenen Ausführungsbeispiels beschränkt.
Der Dämpfermechanismus gemäß der vorliegenden Erfindung kann
Charakteristiken einer hohen Steifigkeit und eines hohen Hy
steresisdrehmoments an der positiven Seite (Beschleunigungs
seite) der Torsionscharakteristiken bereitstellen und kann
ebenfalls Charakteristiken einer geringen Steifigkeit und ei
nes geringen Hysteresisdrehmoments an einer negativen Seite
(Verzögerungsseite) der Torsionscharakteristiken bereitstel
len. Dadurch können Schwankungen der Drehzahl an der positiven
Seite der Torsionscharakteristiken verhindert werden, wenn der
Resonanzpunkt überschritten wird, und eine gute Dämpfungsrate
kann im gesamten Bereich an der negativen Seite der Torsions
charakteristiken erhalten werden.
Somit betrifft die vorliegende Erfindung einen Dämpfermecha
nismus, um bevorzugte Schwingungsdämpfungsleistungen durch Be
reitstellen von unterschiedlichen Charakteristiken an einer
positiven und einer negativen Seite der Torsionscharakteristi
ken bereitzustellen. In einem Dämpfermechanismus einer Kupp
lungsscheibenanordnung 1 ist eine Vielzahl von Schraubenfedern
33 und 36 derart angeordnet, dass sie zusammengedrückt werden,
wenn Platten 12 und 13 sich relativ zu einer Nabe 6 derart
drehen, dass eine höhere Torsionssteifigkeit an der positiven
Seite des Torsionswinkelbereichs als an der negativen Seite
auftritt. Ein Reibungserzeugungsmechanismus 69 ist vorgesehen,
um Reibung zu erzeugen, wenn die Platten 12 und 13 sich rela
tiv zur Nabe 6 drehen. Der ReibungserzeugungsmechaniSmus 69
erzeugt eine größere Reibung an der positiven Seite des Tor
sionswinkelbereichs als an der negativen Seite.
Die in der Beschreibung verwendeten Begriffe wie "im Wesentli
chen", "ca." und "ungefähr" sind derart gemeint, dass ein ver
nünftiger Abweichungsbetrag des modifizierten Begriffs möglich
ist, so dass das Endergebnis nicht signifikant verändert wird.
Diese Begriffe sollten so verstanden werden, dass sie eine Ab
weichung von mindestens ± 5% des modifizierten Terms ermögli
chen, falls diese Abweichung nicht die Bedeutung des Begriffes
negieren würde.
Obwohl nur ein ausgewähltes Ausführungsbeispiel der vorliegen
den Erfindung dargestellt wurde, ist es dem Fachmann aus der
vorliegenden Offenbarung möglich, verschiedene Änderungen und
Modifikationen durchzuführen, ohne den Umfang der Erfindung zu
verlassen. Des Weiteren wurde die vorhergehende Beschreibung
des Ausführungsbeispiels nur zu illustrativen Zwecken und
nicht zum Zwecke der Beschränkung der Erfindung sowie ihrer
Äquivalente gegeben.
Claims (4)
1. Dämpfermechanismus, umfassend
ein erstes Rotationselement (12, 13);
ein zweites Rotationselement (6), welches bezüglich des ersten Rotationselements (12, 13) drehbar ist;
eine Vielzahl von elastischen Elementen (30, 31), welche angeordnet sind, um zusammengedrückt zu werden, wenn ei ne Relativrotation zwischen dem ersten und dem zweiten Rotationselement in einer Rotationsrichtung auftritt, und welche eine höhere Steifigkeit an einer positiven Rotationsseite der Torsionscharakteristiken als an einer negativen Rotationsseite bereitstellen; und
einen Reibungserzeugungsmechanismus (69), welcher ange ordnet ist, um Reibung zu erzeugen, wenn eine Relativro tation zwischen dem ersten und dem zweiten Rotationsele ment auftritt und welcher angeordnet ist, um eine größe re Reibung an der positiven Rotationsseite der Torsions charakteristiken als an der negativen Rotationsseite zu erzeugen.
ein erstes Rotationselement (12, 13);
ein zweites Rotationselement (6), welches bezüglich des ersten Rotationselements (12, 13) drehbar ist;
eine Vielzahl von elastischen Elementen (30, 31), welche angeordnet sind, um zusammengedrückt zu werden, wenn ei ne Relativrotation zwischen dem ersten und dem zweiten Rotationselement in einer Rotationsrichtung auftritt, und welche eine höhere Steifigkeit an einer positiven Rotationsseite der Torsionscharakteristiken als an einer negativen Rotationsseite bereitstellen; und
einen Reibungserzeugungsmechanismus (69), welcher ange ordnet ist, um Reibung zu erzeugen, wenn eine Relativro tation zwischen dem ersten und dem zweiten Rotationsele ment auftritt und welcher angeordnet ist, um eine größe re Reibung an der positiven Rotationsseite der Torsions charakteristiken als an der negativen Rotationsseite zu erzeugen.
2. Dämpfermechanismus nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich
net, dass der Reibungserzeugungsmechanismus (69) einen er
sten Reibungserzeugungsbereich (70) zur Erzeugung von Rei
bung zumindest an der negativen Rotationsseite der Tor
sionscharakteristiken und einen zweiten Reibungserzeu
gungsbereich (71) zur Erzeugung von Reibung an zumindest
der positiven Rotationsseite der Torsionscharakteristiken
aufweist.
3. Dämpfermechanismus nach Anspruch 2, dadurch gekennzeich
net, dass der erste Reibungserzeugungsbereich (70) an den
gesamten positiven und negativen Rotationsseiten betrieben
wird und der zweite Reibungserzeugungsbereich (71) nur an
der positiven Seite betrieben wird.
4. Dämpfermechanismus nach Anspruch 2, dadurch gekennzeich
net, dass
der erste Reibungserzeugungsbereich (70) ein erstes Reibelement (72, 74) zur Erzeugung von Reibung zwischen dem ersten und dem zweiten Rotationselement (12, 13, 6) und ein erstes Vorspannelement (73) zum Vorspannen des ersten Reibelements aufweist, und
der zweite Reibungserzeugungsbereich (71) ein zweites Reibelement (76, 78) zur Erzeugung von Reibung zwischen dem ersten und dem zweiten Rotationselement (12, 13, 6) und ein zweites Vorspannelement (77) zum Vorspannen des zweiten Reibelements aufweist.
der erste Reibungserzeugungsbereich (70) ein erstes Reibelement (72, 74) zur Erzeugung von Reibung zwischen dem ersten und dem zweiten Rotationselement (12, 13, 6) und ein erstes Vorspannelement (73) zum Vorspannen des ersten Reibelements aufweist, und
der zweite Reibungserzeugungsbereich (71) ein zweites Reibelement (76, 78) zur Erzeugung von Reibung zwischen dem ersten und dem zweiten Rotationselement (12, 13, 6) und ein zweites Vorspannelement (77) zum Vorspannen des zweiten Reibelements aufweist.
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