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Die
vorliegende Erfindung betrifft eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung,
wie sie beispielsweise in einer hydrodynamischen Kopplungseinrichtung,
wie z. B. hydrodynamischer Drehmomentwandler, eingesetzt werden
kann, um ein Drehmoment zwischen einer Überbrückungskupplungsanordnung
und einem Abtriebsbereich zu übertragen.
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Aus
der
DE 199 12 970
A1 ist ein Drehschwingungsdämpfer bekannt, bei
welchem die zur Drehmomentübertragung zwischen einer Primärseite und
einer Sekundärseite vorgesehenen Dämpferfedern
einer Dämpferfederanordnung so ausgebildet sind, dass eine über
den gesamten Drehwinkelbereich nicht lineare Kennlinie erreicht
wird. Dazu sind die Dämpferfedern beispielsweise so ausgebildet, dass
alternierend Windungen mit geringerem Durchmesser auf Windungen
mit größerem Durchmesser folgen. Bei einer weiteren
Ausgestaltungsform ist vorgesehen, dass die Windungs-Ganghöhe
von den Umfangsendbereichen einer derartigen Dämpferfeder
zu einem Mittenbereich hin zunimmt, so dass in ihrem Mittenbereich
die Dämpferfeder steifer ist, also eine größere
Federsteifigkeit aufweist, als in ihren Umfangsendbereichen, grundsätzlich
aber ausgehend von einem Längenmittenbereich im Wesentlichen
symmetrisch gestaltet ist.
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Es
ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung vorzusehen,
welche verbessert auf die im Drehmomentübertragungsbetrieb
auftretenden Dämpfungsanforderungen abgestimmt ist.
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Erfindungsgemäß wird
diese Aufgabe gelöst durch eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung, insbesondere
für eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung, umfassend
eine Primärseite und eine gegen die Wirkung einer Dämpferfederanordnung um
eine Drehachse bezüglich der Primärseite drehbare
Sekundärseite, wobei die Dämpferfederanordnung
wenigstens eine im Wesentlichen in Umfangsrichtung sich erstreckende
Dämpferfedereinheit mit einer Dämpferfeder umfasst,
die an ihren Umfangsendbereichen bezüglich der Primärseite
und der Sekundärseite abstützbar ist, wobei bei
wenigstens einer Dämpferfedereinheit die Dämpferfeder
wenigstens zwei Bereiche mit unterschiedlicher Federsteifigkeit
aufweist und die Dämpferfeder in Federlängsrichtung
unsymmetrisch ausgebildet ist.
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Durch
die unsymmetrische Ausgestaltung der Dämpferfeder wird
es möglich, die Dämpfungscharakteristik der Torsionsschwingungsdämpferanordnung
verbessert auf die im Schubbetrieb einerseits und im Zugbetrieb
andererseits auftretenden unterschiedlichen Dämpfungsanforderungen
abzustimmen. Je nachdem, ob Zugbetrieb, also eine Drehmomentübertragung
von einem Antriebsaggregat auf Antriebsräder, oder Schubbetrieb,
also eine Drehmomentübertragung von den Antriebsrädern
auf ein Antriebsaggregat, vorliegt, wirkt jeweils eines der Enden
mit der Primärseite und das andere mit der Sekundärseite
zusammen, bzw. umgekehrt. Durch die unsymmetrische Ausgestaltung ändert
sich also auch beim Wechsel vom Zugbetrieb in den Schubbetrieb die
Steifigkeit des z. B. mit der Primärseite zusammenwirkenden
Endbereichs einer solchen Dämpferfeder, was einen substantiellen
Einfluss auf die Dämpfungscharakteristik hat. Da weiterhin
die bzw. zumindest eine Dämpferfeder mit verschiedenen
Bereichen ausgebildet ist, die sich hinsichtlich der Federsteifigkeit,
also der Federkonstante, unterscheiden, wird es möglich,
in derartigen Bereichen jeweils für den Dämpfungsbetrieb
geeignete Steifigkeiten und somit Dämpfungscharakteristiken
vorzugeben.
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Die
unsymmetrische Ausgestaltung in Federlängsrichtung ist
hier beispielsweise zu betrachten bezüglich eines Federlängenmittenbereichs, wobei
durch die unsymmetrische Ausgestaltung ausgehend von diesem Federlängenmittenbereichs
zu den beiden Endbereichen hin eine sich dann grundsätzlich
unterschiedliche Konfiguration der Feder hinsichtlich der Federsteifigkeit
ergibt.
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Um
die verschiedenen Bereiche einer erfindungsgemäß vorzusehenden
Feder hinsichtlich ihrer Steifigkeit zu differenzieren, kann vorgesehen
sein, dass in den wenigstens zwei Federbereichen mit unterschiedlicher
Federsteifigkeit die Dämpferfeder mit unterschiedlicher
Windungs-Ganghöhe oder/und unterschiedlichem Windungsdurchmesser
oder/und unterschiedlichem Federdrahtquerschnitt ausgebildet ist.
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Weiter
kann vorgesehen sein, dass in wenigstens einem der Federbereiche
die Dämpferfeder mit im Wesentlichen konstanter Windungs-Ganghöhe
oder/und Windungsdurchmesser oder/und Federdrahtquerschnitt ausgebildet
ist. Somit wird also dafür gesorgt, dass in zumindest einem
der Federbereiche die Dämpferfeder eine im Wesentlichen
konstante Steifigkeit aufweist und über den Kompressionsweg
eines derartigen Federbereichs hinweg mit einer im Wesentlichen
konstanten Dämpfungscharakterisik, also beispielsweise
linear ansteigender Kennlinie, gearbeitet werden kann. Dabei ist
zu berücksichtigen, dass selbstverständlich dann,
wenn ein derartiger Federbereich auch ein Federende bildet, im unmittelbaren
Endbereich, also im Bereich der Endwindung, eine etwas abweichende
Konfiguration dadurch gegeben sein kann, dass die Endwindung sich zumindest
in ihrem abgeschnittenen Endbereich gegen einen vorhergehenden Windungsbereich
anlegt, um somit eine zur Federlängsachse im Wesentlichen orthogonale
ringartige Endfläche zu erreichen. Dies bedeutet jedoch
im Sinne der vorliegenden Erfindung keine Abweichung von der Vorgabe,
dass grundsätzlich auch in einem einen derartigen Endbereich
bereitstellenden Federbereich eine im Wesentlichen konstante Windungs-Ganghöhe,
Windungsdurchmesser bzw. Federtragquerschnitt vorhanden ist.
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Weiter
ist es möglich, dass in wenigstens einem der Federbereiche
die Dämpferfeder mit sich ändernder Windungs-Ganghöhe
oder/und Windungsdurchmesser oder/und Federdrahtquerschnitt ausgebildet
ist. Durch eine derartige sich ändernde Federsteifigkeit
wird es beispielsweise möglich, ausgehend von einem stetigen Übergang
zu einem anderen Bereich ein allmähliches Ansteigen oder
Absinken der Steifigkeit vorzusehen, so dass sprungartige Übergänge
der Dämpfungscharakteristik weitestgehend vermieden werden
können.
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Weiter
wird vorgeschlagen, dass die Dämpferfeder von einem ihrer
Umfangsendbereich zu ihrem anderen Umfangsendbereich hin eine zunehmende
Federsteifigkeit aufweist. Um durch die Ausgestaltung verschiedener
Federbereiche einen weiteren Einfluss auf die Dämpfungscharakteristik
nehmen zu können, wird vorgeschlagen, dass wenigstens zwei
Federbereiche unterschiedliche Längen aufweisen.
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Eine
definierte Differenzierung zwischen Schubbetrieb und Zugbetrieb
kann dadurch vorgesehen werden, dass – bezogen auf einen
Zugzustand – die Primärseite ein Drehmoment aufnimmt
und die Sekundärseite ein Drehmoment abgibt und dass im Zugzustand
die Dämpferfeder bezüglich der Primärseite
mit einem Federbereich geringerer Federsteifigkeu.080804.091508it
abgestützt ist und bezüglich der Sekundärseite
mit einem Federbereich höherer Federsteifigkeit abgestützt
ist.
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Um
dafür zu sorgen, dass auch unter Fliehkrafteinwirkung die
Dämpferfedern der Dämpferfederanordnung eine definierte
Radialpositionierung beibehalten, wird weiter vorgeschlagen, dass
der Dämpferfeder eine diese nach radial außen
abstützende Abstützfläche an der Primärseite
oder/und der Sekundärseite zugeordnet ist.
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Bei
einer primär zum Vermeiden von Rassel- bzw. Rattereffekten
im Zugzustand ausgelegten Ausgestaltungsvariante wird vorgeschlagen,
dass die Dämpferfeder mit einem Federbereich höherer
Federsteifigkeit bezüglich derjenigen Seite von Primärseite
und Sekundärseite abgestützt ist, an welcher die
Reibfläche vorgesehen ist. Es ist somit dafür
gesorgt, dass immer dann, wenn ein Drehmoment über die
Primärseite eingeleitet wird, also ein Drehmoment von einem
Antriebsaggregat in Richtung angetriebene Räder geleitet
wird, ein Federbereich geringerer Federsteifigkeit sich auch dann
noch entlang der Abstützfläche reibend bewegt,
wenn dieser bereits vollständig komprimiert ist und die
weitergehende Kompression in einem Bereich mit höherer
Federsteifigkeit erfolgt. Im Schubzustand hat dies zur Folge, dass
bei bereits vollständig komprimiertem Federbereich mit
geringerer Federsteifigkeit und dann weitergehender Kompression
des Federbereichs mit höherer Federsteifigkeit nur dieser
sich reibend entlang der Abstützfläche bewegt,
während der Federbereich geringerer Federsteifigkeit bezüglich
der Abstützfläche feststeht. Da jedoch im Schubzustand
die zu übertragenden Drehmomente im Allgemeinen geringer
sind, wird eine derartige Torsionsschwingungsdämpferanordnung
in diesem Zustand hauptsächlich im Kompressionsbereich
eines Federbereichs geringerer Federsteifigkeit arbeiten, welcher
auch bei derartiger Auslegung sich, solange er in seinem Kompressionsbereich
wirksam ist, reibend entlang der Abstützfläche
bewegen wird.
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Bei
einer primär hinsichtlich der Vermeidung von Geräuschen
in der Schubphase ausgelegten Ausgestaltungsvariante wird vorgeschlagen,
dass die Dämpferfeder mit einem Federbereich geringerer Federsteifigkeit
bezüglich derjenigen Seite von Primärseite und
Sekundärseite abgestützt ist, an welcher die Abstützfäche
vorgesehen ist.
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Beispielsweise
kann vorgesehen sein, dass die Abstützfläche an
der Sekundärseite vorgesehen ist.
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Bei
einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltungsvariante wird vorgeschlagen,
dass jeder Federbereich eine Mehrzahl von Federwindungen umfasst.
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Weiter
kann vorgesehen sein, dass die Dämpferfeder zwei unmittelbar aneinander
anschließende Federbereiche aufweist, von welchen einer
einen ersten Umfangsendbereich der Dämpferfeder bereitstellt
und der andere den anderen Umfangsendbereich der Dämpferfeder
bereitstellt.
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Ferner
betrifft die Erfindung einen Antriebsstrang für ein Fahrzeug,
umfassend ein Antriebsaggregat mit einer Antriebswelle, eine erfindungsgemäße
Torsionsschwingungsdämpferanordnung deren Primärseite
zur Drehmomentübertragung mit der Antriebswelle gekoppelt
oder koppelbar ist und deren Sekundärseite mit einem Abtriebsorgan,
vorzugsweise Getriebeeingangswelle, gekoppelt oder koppelbar ist.
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Die
vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden
Figuren detailliert beschrieben. Es zeigt:
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1 eine
Längsschnittansicht einer erfindungsgemäß aufgebauten
Torsionsschwingungsdämpferanordnung, geschnitten längs
einer Linie I-I in 2;
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2 eine
Axialansicht der Torsionsschwingungsdämpferanordnung der 1;
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3 eine
Dämpferfedereinheit der Torsionsschwingungsdämpferanordnung
der 1 in entspanntem, nicht eingebautem Zustand;
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4 eine
Dämpferfeder der Torsionsschwingungsdämpferanordnung
der 1 in entspanntem nicht eingebautem Zustand;
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5 die
Dämpferfeder der 4 im belasteten
Zustand;
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6 ein
Winkel-Drehmoment-Diagramm, welches die Drehmomentübertragungscharakteristik der
in den 3 bis 5 gezeigten Dämpferfeder zeigt;
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7 ein
der 6 entsprechendes Diagramm, welches einen bei der
Dämpferfeder der 3 bis 5 auftretenden
Reibhystereseeffekt veranschaulicht.
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Die 1 und 2 zeigen
den grundsätzlichen Aufbau einer beispielsweise in einem
hydrodynamischen Drehmomentwandler einzusetzenden Torsionsschwingungsdämpferanordnung 10.
Dieser ist zweistufig, also mit zwei Dämpferbereichen 12, 14 ausgebildet,
wobei ein radial äußerer erster Dämpferbereich 12 einen
radial inneren zweiten Dämpferbereich 14 umgebend
angeordnet ist. Eine Primärseite 16 des radial äußeren
ersten Dämpferbereichs 14 umfasst ein Zentralscheibenelement 18,
welches durch eine Mehrzahl von Nietbolzen 20 mit einem Reibelemententräger 22 einer Überbrückungskupplungsanordnung
oder dergleichen zur gemeinsamen Drehung fest verbunden ist. Eine
Sekundärseite 24 des Dämpferbereichs 12 umfasst
zwei in axialem Abstand zueinander angeordnete Deckscheibenelemente 26, 28.
Diese sind durch eine Mehrzahl von Nietbolzen 30 miteinander
fest verbunden. Eine Dämpferfederanordnung 32,
die im dargestellten Beispiel drei in Umfangsrichtung aufeinander
folgenden Dämpferfedereinheiten 34 mit jeweils
einer in Umfangsrichtung langgestreckten Dämpferfeder 36 umfasst, überträgt
ein Drehmoment zwischen der Primärseite 16 und
der Sekundärseite 24, wozu die Dämpferfedern 36 in
ihren Umfangsendbereichen 38, 40 sich bezüglich
der Primärseite 16 und der Sekundärseite 24 an
dort jeweils vorgesehenen Umfangsabstützbereichen abstützen
können.
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Eine
Primärseite 40 des radial inneren zweiten Dämpferbereichs 14 umfasst
den radial inneren Bereich der beiden Deckscheibenelemente 26, 28, die
sich bis in den Bereich einer Dämpferfederanordnung 42 des
Dämpferbereichs 14 erstrecken. Eine Sekundärseite 44 des
Dämpferbereichs 14 umfasst ein radial innerhalb
des Zentralscheibenelements 18 angeordnetes weiteres Zentralscheibenelement 46, das
radial innen mit einer Abtriebsnabe 48 zur gemeinsamen
Drehung verbunden ist. Auch das Zentralscheibenelement 46 und
der radial innere Bereich der Deckscheibenelemente 26, 28 weisen
jeweilige Umfangsabstützbereiche für die Dämpferfedereinheiten 50 der
Dämpferfederanordnung 42 des radial inneren Dämpferbereichs 14 auf.
Man erkennt in der 2, dass hier fünf derartige
Dämpferfedereinheiten 50 vorgesehen sind, jede
davon umfassend zwei ineinander geschachtelte Dämpferfedern 52, 54.
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Mit
der Primärseite 40 des radial inneren zweiten
Dämpferbereichs 14 kann beispielsweise vermittels
der Nietbolzen 30 ein Turbinenrad eines hydrodynamischen
Drehmomentwandlers drehfest gekoppelt sein, so dass bei nicht eingerückter Überbrückungskupplungsanordnung
ein Drehmoment über das Turbinenrad und den radial inneren
Dämpferbereich 14 übertragen wird, während
bei eingerückter Überbrückungskupplungsanordnung
ein Drehmoment seriell über die beiden Dämpferbereiche 12, 14 übertragen
wird.
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In
der 2 erkennt man, dass die Dämpferfederanordnung 32 des
radial äußeren ersten Dämpferbereichs 12 drei
in Umfangsrichtung aufeinander folgende Dämpferfedereinheiten 34 jeweils
mit einer über einen Winkelbereich von nahezu 120° langgestreckten
Dämpferfeder 36 aufweist. Die Dämpferfedern 36 sind
als Schraubendruckfedern ausgebildet und stützen sich mit
ihren Umfangsendbereichen 38, 40 an jeweiligen
Abstützbereichen der Primärseite 16 bzw.
der Sekundärseite 24 ab. In 2 sind
deutlich sichtbar die in Form von nach radial außen greifenden
Armabschnitten 56 ausgebildeten Abstützbereiche
der Primärseite 16, also des Zentralscheibenelements 18,
erkennbar.
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Eine
Dämpferfeder, wie sie für die Dämpferfedereinheiten 34 des
Dämpferbereichs 12 eingesetzt werden kann, ist
in 3 gezeigt. Die hier dargestellte Dämpferfeder 36 ist
so ausgebildet, dass sie zwei Bereiche B1 und
B2 mit unterschiedlicher Windungs-Ganghöhe
G1 und G2 aufweist.
Die Windungs-Ganghöhe G1 im Federbereich
B1 ist größer als die
Windungs- Ganghöhe G2 im Federbereich
B2. Daraus resultiert, dass die Dämpferfeder 36 im
Federbereich B1 eine größere
Federsteifigkeit, also eine größere Federkonstante
aufweist, als in ihrem Federbereich B2.
Innerhalb der einzelnen Federbereiche B1 und
B2 ist die Windungs-Ganghöhe G1 bzw. G2 im Wesentlichen
konstant, was zu einer im Wesentlichen konstanten Federsteifigkeit
in diesen Federbereichen B1 und B2 führt. Man erkennt dabei weiter, dass
jeder der Federbereiche B1, B2 eine
Mehrzahl von Federwindungen umfasst, wobei vorzugsweise die Anzahl
der Federwindungen in jedem der Federbereiche, über welche
hinweg eine näherungsweise konstante Federsteifigkeit vorliegt,
mindestens fünf beträgt. Weiter erkennt man, dass
der Federbereich B1 mit größerer
Windungs-Ganghöhe G1 eine geringere
Länge in der Federlängsrichtung aufweist, als der
Federbereich B2 mit geringerer Windungs-Ganghöhe
G2. Es kann beispielsweise vorgesehen sein, dass
der Federbereich B2 mindestens doppelt so
lang ist, wie der Federbereich B1. Weiter
erkennt man, dass bei dieser Ausgestaltung die Dämpferfeder 36 über
ihre gesamte Länge hinweg mit gleichbleibendem Außendurchmesser
ausgebildet ist. Auch ist die Stärke des zum Aufbau der
Dämpferfeder 36 eingesetzten Federdrahtmaterials über
die gesamte Länge der Dämpferfeder 36 hinweg
konstant.
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Die 4 veranschaulicht
den Einbauzustand einer derartigen Dämpferfeder 36,
wobei in 4 symbolisch die Sekundärseite 24 und
ein sekundärseitiger Abstützbereich 58 beispielsweise
am Deckscheibenelement 28 vorgesehen ist. Dabei erkennt
man auch in 1, dass das Deckscheibenelement 28 die
Dämpferfedern 36 an einer axialen Seite nach radial
außen hin übergreift und auch radial außen über
die Dämpferfedern 36 in axialer Richtung hinweg
greift und somit eine Abstützfläche 60 bildet, gegen
welche die Dämpferfedern 36 sich bei Fliehkraftbelastung
anlegen können. Diese Abstützfläche 60 ist
also an der Sekundärseite 24 des Dämpferbereichs 12 vorgesehen.
Die Stärke dieses Anlegens der Dämpferfedern 36 gegen
die Abstützfläche 60 wird auch davon
abhängen, ob die Dämpferfedern 36 grundsätzlich
im entspannten oder unbelasteten Zustand geradlinig sich erstreckend
verlaufen, wie in 3 verdeutlicht, oder ob die
Dämpferfedern 36 vorgekrümmt sind, und
zwar vorzugsweise mit einer Krümmung, die an die Krümmung
der Abstützfläche 60 angepasst ist. Beide
Varianten sind im Kontext der vorliegenden Erfindung möglich.
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In
dem in 4 veranschaulichten Zustand ist die Dämpferfeder 36 unbelastet,
was bedeutet, dass in diesem kein Drehmoment zwischen der Primärseite 16 und
der Sekundärseite 24 des Dämpferbereichs 12 übertragen
wird. Wird ausgehend von diesem Zustand ein Drehmoment übertragen,
und zwar derart, dass ein Zugzustand vorliegt und somit ein Drehmoment über
die Primärseite 16 eingeleitet und über
die Sekundärseite 24 abgegeben wird, so wird,
wie durch einen Pfeil PZ veranschaulicht,
der Umfangsendbereich 40 der in 4 bzw. in 5 dargestellten
Dämpferfeder 36 durch die Primärseite, also
einen primärseitigen Abstützbereich 56,
belastet. Aufgrund dieser Belastung und aufgrund der Tatsache, dass
der unmittelbar durch den Abstützbereich 56 belastete
Federbereich B2 eine geringere Federsteifigkeit
aufweist, wird zunächst im Wesentlichen nur der Federbereich
B2 komprimiert, während der mit
größerer Steifigkeit ausgebildete Federbereich
B1 im Wesentlichen unkomprimiert bleibt.
Dies führt ausgehend von einem unbelasteten Zustand, also
einem Relativdrehwinkel von 0°, zu einer zunächst
linear ansteigenden Federkennlinie K1, wie dies
in 6 verdeutlicht ist. Da der Federbereich B2 eine deutlich größere
Erstreckungslänge aufweist, als der Federbereich B1, deckt der Kompressionsbereich des Federbereichs
B2 auch den größten Teil
des Relativdrehwinkelbereichs ab, welcher zwischen der Primärseite 16 und
der Sekundärseite 24 grundsätzlich möglich
ist. Im Verlaufe dieser Kompression bewegt sich der Federbereich
B2 mit seinen an der Abstützfläche 60 anliegenden
Windungsbereichen reibend entlang der Abstützfläche 60.
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Man
erkennt insbesondere in 6, dass etwa bis zu einem Relativdrehwinkel
von 36° im Wesentlichen nur der Federbereich B2 komprimiert
wird.
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Ist
der Federbereich B2 maximal komprimiert,
was bedeutet, dass im Wesentlichen alle Windungen dieses Federbereichs
B2 auf Block gesetzt sind, kann bei weiter
ansteigendem Drehmoment eine weitere Kompression der Dämpferfeder 36 nur durch
entsprechende Kompression des Federbereichs B1 erfolgen.
Da dieser eine größere Federsteifigkeit aufweist,
als der Federbereich B2, geht die Dämpfungscharakteristik
dann in eine Kennlinie K2 über,
die für den verbleibenden Relativdrehwinkelbereich eine
größere Steigung aufweist, als die Kennlinie K1. Da im Allgemeinen davon auszugehen ist, dass
nicht alle Windungen des Federbereichs B2 gleichzeitig
auf Block gehen, ist in der Realität der Übergang
zwischen den beiden Kennlinie K1 und K2 nicht durch einen Knick, sondern durch
einen allmählichen, progressiven Anstieg definiert.
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Im
Verlaufe der Kompression des Federbereichs B1 mit
höherer Federsteifigkeit bzw. steilerer Federkennlinie
K1 verschiebt sich der im Wesentlichen vollständig
komprimierte Federbereich B2 weiterhin entlang
der Abstützfläche 60, ebenso wie die dabei
nunmehr komprimierten Windungsbereiche des Federbereichs B1. Somit wird bei Kompression der Dämpferfeder 36 im
Zugzustand auch bei relativ starker Verdrehung der Primärseite 16 bezüglich
der Sekundärseite 24 im gesamten Drehwinkelbereich der
durch den Federbereich B2 generierte Reibeffekt zur
Abfuhr von Schwingungsenergie einerseits und zum Vermeiden von Rassel-
bzw. Rastergeräuschen genutzt.
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Um
einen definierten maximalen Relativdrehwinkel zwischen der Primärseite 16 und
der Sekundärseite 24 des Dämpferbereichs 12 vorzusehen, kann
entweder der Federbereich B1 so bemessen sein,
dass dessen Aufblockgehen das Ende des Relativdrehweges mit sich
bringt. Alternativ kann vorgesehen sein, dass beispielsweise durch
das Zusammenwirken der Nietbolzen 20, die grundsätzlich
am Zentralscheibenelement 18 vorgesehen sind, mit dem Deckscheibenelement 26 ein
Umfangsanschlag gebildet ist, der wirksam wird, bevor auch der Federbereich
B1 auf Block gesetzt ist.
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Da,
wie vorangehend dargelegt, bei Fliehkrafteinwirkung die Dämpferfeder 36 nach
radial außen belastet wird und sich somit gegen die Abstützfläche 60 anlegen
kann, entsteht abhängig von der Vorkrümmung der
Dämpferfeder 36 und selbstverständlich
auch abhängig von der Drehzahl eine mehr oder weniger starke
Reibwechselwirkung zwischen der Dämpferfeder 36 und
der Abstützfläche 60. Dies führt
dazu, dass bei der Rückdrehung der Primärseite 16 und
der Sekundärseite 14 in Richtung Neutralrelativdrehlage,
also in Richtung Relativdrehwinkel 0°, ein Hystereseeffekt
auftreten wird, wie er in 7 verdeutlicht
ist. Entspannt sich nämlich die Dämpferfeder 36a ausgehend
von dem in 5 gezeigten Zustand, so wird
dies dadurch erfolgen, dass zunächst der Federbereich B1 mit größerer Steifigkeit sich
ausdehnen wird, während der Federbereich B2 mit
geringerer Federsteifigkeit noch komprimiert bleibt. Der gesamte
Federbereich B2 muss sich dabei jedoch in
seinem komprimierten Zustand reibend entlang der Abstützfläche 60 bewegen.
Dies bedeutet, dass zunächst auch ein Haftreibmoment überwunden
werden muss, bevor der Federbereich B1 beginnt,
sich zu entspannen. In der 7 wird dies
dadurch deutlich, dass zunächst bei sinkendem Drehmoment
keine Änderung im Relativdrehwinkel auftritt. Erst dann,
wenn das bei sinkendem zu übertragenden Drehmoment durch
den Federbereich B1 generierte Rückstellmoment
das insbesondere im Federbereich B2 generierte
Haftreibmoment überwindet, beginnt der Federbereich B1, sich entlang einer Kennlinie K2' zu entspannen. Ist der Federbereich B1 im Wesentlichen maximal entspannt, beginnt
dann auch der Federbereich B2, sich entlang
einer Kennlinie K1' zu entspannen.
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Im
Schubzustand, also bei Drehmomenteneinleitung von einem Getriebe
her, wird der Umfangsendbereich 40 durch die Sekundärseite
belastet, während sich der Umfangsendbereich 38 dann
an der Primärseite 16 abstützt. Dies
führt aufgrund der in Federlängsrichtung unsymmetrischen
Ausgestaltung bezüglich eines Längsmittenbereichs
einer jeweiligen Dämpferfeder 36 und aufgrund
der Tatsache, dass die Abstützfläche 60 an
der Sekundärseite 24 vorgesehen ist, zu einem
anderen Dämpfungsverhalten, als im Zugzustand.
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Aufgrund
der in den 4 und 5 erkennbaren
Auslegung, bei welcher die Abstützfläche 60 der
Sekundärseite 24 zugeordnet ist und die Anordnung
der Dämpferfeder 36 so ist, dass sie im Zugzustand
sich bezüglich der Sekundärseite 24,
also derjenigen Seite abstützt, die auch die Abstützfläche 60 aufweist,
wird im Schubzustand diese Art der Wechselwirkung aufgehoben. Die
Dämpferfeder 36 wird sich im Schubzustand mit
ihrem Federbereich B1 höherer Federsteifigkeit
bezüglich der Primärseite abstützen und
wird sich mit ihrem Federbereich B2 geringerer
Federsteifigkeit bezüglich der Sekundärseite abstützen.
Dies bedeutet, dass der Federbereich B2 nur
so lange reibend in Wesechselwirkung mit der Abstützfläche 60 ist,
solange er nicht vollständig komprimiert ist. Ist das im
Schubzustand zu übertragende Drehmoment so groß,
dass über die vollständige Kompression des Federbereichs
B2 hinaus gehend auch der Federbereich B1 komprimiert wird, wird nur dieser sich
weiterhin reibend entlang der Abstützfläche 60 bewegen,
während der Federbereich B2 dann
bezüglich der Abstützfläche 60 feststeht. Dies
bedeutet, dass im Schubzustand ein grundsätzlich anderes
Reibverhalten der Dämpferfeder 36 bezüglich
der Abstützfläche 60 erlangt wird. Da
jedoch grundsätzlich davon auszugehen ist, dass im Schubzustand
geringere Drehmomente zu übertragen sind, als im Zugzustand,
kann die Auslegung derart sein, dass im Schubzustand eine Kompression
im Wesentlichen nur im Federbereich B2 auftreten
wird, so dass auch hier im zu erwartenden Relativauslenkungsbereich
zwischen Primärseite 16 und Sekundärseite 24 ein
ausreichend starker Reibeffekt genutzt werden kann.
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Man
erkennt aus der vorangehenden Erläuterung, dass abhängig
davon, ob die Dämpferfeder 36 mit ihrem Federbereich
B1 höherer Federsteifigkeit im
Zugzustand mit der Primärseite 16 oder der Sekundärseite 24 zusammenwirkt,
das vorangehend beschriebene Reibverhalten bezüglich der
Abstützfläche 60 verändert werden
kann. Stützt sich also die Dämpferfeder 36 mit
ihrem Federbereich B1 bezüglich
der Primärseite 16 ab, so wird im Zugzustand eine
Reibwechselwirkung zwischen dem Federbereich B2 und
der sekundärseitig vorgesehenen Abstützfläche 60 nur
so lange auftreten, so lange der Federbereich B2 noch
nicht vollständig komprimiert ist. Liegt eine vollständige
Kompression vor, wird eine weitergehende Reibwechselwirkung nur
noch zwischen dem dann zu komprimierenden Federbereich B1 und der sekundärseitig vorgesehenen
Abstützfläche auftreten. Dieses Umschalten zwischen
den verschiedenen Dämpfungsverhalten kann also einfach durch
umgedrehten Einbau der Dämpferfeder 36 bzw. aller
Dämpferfedern 36 erhalten werden. Auch ist es
grundsätzlich denkbar, die Dämpferfedern 36 unterschiedlicher
Dämpferfedereinheiten gegensinnig zueinander einzubauen.
Weiter ist darauf hinzuweisen, dass das Dämpfungsverhalten
auch dadurch verändert werden kann, dass die Abstützfläche 60 nicht
sekundärseitig, sondern primärseitig vorgesehen
wird. Dieser Wechsel hätte hinsichtlich der im Dämpfungszustand
auftretenden Reibwechselwirkung die gleiche Wirkung zur Folge, wie
die Umkehr der Einbaulage einer Dämpferfeder 36.
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Um
bei dem erfindungsgemäßen Aufbau eine Abstimmung
des Dämpfungsverhaltens zu erlangen, ist es möglich,
beispielsweise bei dem in 3 dargestellten
Beispiel einer Dämpferfeder 36 die beiden Windungs-Ganghöhen
G1 und G2 definiert aufeinander
abzustimmen, ebenso wie die Längen der beiden Federbereiche
B1 und B2. Weiterhin
ist es möglich, die Dämpfungscharakteristik dadurch
zu beeinflussen, dass in zumindest einem der Federbereiche B1 und B2 die Windungs-Ganghöhe
sich ändert, beispielsweise so ändert, dass ausgehend
von dem Anschluss an den anderen Federbereich ein allmählicher
Anstieg bzw. ein allmähliches Absinken der Windungs-Ganghöhe
stattfindet. Dies unterstützt den progressiven Anstieg
der Gesamtkennlinie einer derartigen Feder. Bei einer Variation
der Windungs-Ganghöhe sollte, ebenso wie beim Übergang zwischen
zwei Federbereichen, darauf geachtet werden, dass kein stufenartiger,
sondern ein stetiger Übergang, also ein stetiges Ansteigen
bzw. ein stetiges Abfallen der Windungs-Ganghöhe erzeugt
wird. Auch kann selbstverständlich in beiden Federbereichen
die Windungs-Ganghöhe variieren. Die unterschiedlichen
Federsteifigkeiten in den Federbereichen B1 und
B2 können alternativ oder zusätzlich
zum Variieren bzw. Differenzieren der Windungs-Ganghöhe
auch durch unterschiedlichen Windungsdurchmesser erhalten werden
oder durch unterschiedlichen Querschnitt des zum Aufbau einer derartigen Feder
eingesetzten Federdrahtes.
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Dadurch,
dass bei dem erfindungsgemäßen Aufbau einer Dämpferfeder
für eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung innerhalb
definierter Federbereiche, von welchen selbstverständlich
auch mehr als zwei vorgesehen sein können, entweder konstante
Verhältnisse, also eine konstante Federsteifigkeit vorliegt,
oder eine im Federbereich über eine Vielzahl von Windungen
ansteigende oder eine Vielzahl von Windungen abfallende Steifigkeit
vorliegt, also ein alternierender Wechsel zwischen größerer
und kleinerer Steifigkeit vermieden wird, wird einerseits die Dämpferfeder 36 leichter
herstellbar, andererseits werden definierte Bereiche geschaffen, in
welchen das Dämpfungsverhalten entsprechend der jeweiligen
Steifigkeit vorgegeben ist, so dass insbesondere auch der mit Bezug
auf die 7 erläuterte Hystereseeffekt
definiert und zwischen Zugzustand und Schubzustand unterschiedlich
wirksam eingesetzt werden kann.
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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