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Die
vorliegende Erfindung betrifft eine Dämpfungsvorrichtung. Genauer
betrifft die vorliegende Erfindung eine Dämpfungsvorrichtung zum Dämpfen von
Torsionsschwingungen in einem Kraftübertragungssystem.
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Kupplungsscheibenanordnungen,
welche in Fahrzeugen verwendet werden, dienen als Kupplung zum Einrücken und
Ausrücken
eines Schwungrads, um die Übertragung
eines Drehmoments von einem Motor zu erleichtern. Kupplungsscheibenanordnungen
dienen ferner als Dämpfungsvorrichtung
zum Aufnehmen und Dämpfen
von Torsionsschwingungen vom Schwungrad. Generell umfassen Fahrzeugschwingungen
Leerlaufgeräusche,
wie etwa Rattergeräusche,
Fahrgeräusche,
wie etwa Rattern, welches mit einer Beschleunigung und einer Verzögerung einhergeht,
und Auspuffgeräusche,
sowie Tip-in/Tip-out- bzw. niederfrequente Schwingungen (Tip-in/Tip-out: Betätigen eines
Pedals/Loslassen eines Pedals). Die Dämpfungsfunktion der Kupplungsscheibenanordnung
ist idealerweise vorgesehen zum Beseitigen dieser Geräusche und
Schwingungen.
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Leerlaufgeräusche sind
Rattergeräusche, welche
vom Getriebe ausgehen, wenn der Schalthebel auf „neutral" gestellt ist und das Kupplungspedal losgelassen
ist. Beispielsweise kann während
eines Wartens an einer Verkehrsampel ein Fahrer den Gang auf „neutral" schalten, wodurch
ein Rattern des Getriebes bewirkt wird. Wenn der Motor mit einer Drehzahl
in der Nähe
einer Leerlaufdrehzahl läuft,
so ist das Motordrehmoment verhältnismäßig niedrig, und
die Drehmomentänderung
zum Zeitpunkt einer Arbeitshubexplosion ist verhältnismäßig groß. Daher werden die oben erwähnten Geräusche bewirkt.
Unter diesen Bedingungen erfahren die Zähne des Getriebeeingangsrads
und des Vorlegerads eine Erscheinung eines gegeneinander Schlagens.
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Tip-in-
und Tip-out- bzw. niederfrequente Schwingungen beziehen sich auf
ein starkes Schütteln
in Längsrichtung
des Fahr zeugs, welches auftritt, wenn das Gaspedal plötzlich niedergedrückt bzw. losgelassen
wird. Wenn die Steifigkeit des Antriebs-Übertragungs-Systems niedrig
ist, so wird das auf die Reifen übertragene
Drehmoment von den Reifen als Drehmoment rückübertragen, und eine resultierende
Taumelreaktion bewirkt ein Auftreten eines übermäßigen Drehmoments an den Reifen. Folglich
treten Längsschwingungen
auf, welche das Fahrzeug übermäßig vor-
und zurückschütteln.
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Im
Falle von Leerlaufgeräuschen
liegt das Problem im Nulldrehmomentbereich der Torsionscharakteristik
der Kupplungsscheibenanordnung. Das Problem wird abgeschwächt, wenn
die Torsionssteifigkeit niedrig ist. Umgekehrt ist es für die Torsionscharakteristik
der Kupplungsscheibenanordnung erforderlich, dass sie möglichst
steif ist, um die durch ein Tip-in und Tip-out bewirkten Längsschwingungen zu unterdrücken.
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Um
dieses Problem zu lösen,
wurde eine Kupplungsscheibenanordnung vorgeschlagen, welche eine
zweistufige Charakteristik aufweist, die erhalten wird durch Verwenden
zweier Typen von Federelementen. Die erste Stufe bzw. ein Bereich
eines kleinen Verdrehungswinkels der Torsionscharakteristik weist
eine verhältnismäßig niedrige
Torsionssteifigkeit und ein niedriges Hysterese-Drehmoment auf und
liefert eine Geräusch
verhindernde Wirkung während
eines Leerlaufs. Währenddessen
weist die zweite Stufe bzw. der Bereich eines großen Verdrehungswinkels
der Torsionscharakteristik eine verhältnismäßig hohe Torsionssteifigkeit
und ein hohes Hysterese-Drehmoment auf. So ist die zweite Stufe
ausreichend in der Lage, die Längsschwingungen
eines Tip-in und Tip-out zu dämpfen.
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Eine
Dämpfungsvorrichtung,
welche kleine Torsionsschwingungen während der zweiten Stufe der
Torsionscharakteristik wirksam aufnimmt, ist ebenfalls bekannt.
Indem nicht ermöglicht
wird, dass die Vorrichtung großer
Reibung der zweiten Stufe arbei tet, wenn kleine Torsionsschwingungen
infolge von Faktoren wie Verbrennungsschwankungen im Motor eingegeben
werden, absorbiert die Dämpfungsvorrichtung
kleine Torsionsschwingungen.
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Um
zu verhindern, dass die Vorrichtung großer Reibung der zweiten Stufe
arbeitet, wenn kleine Schwingungen beispielsweise infolge von Motorverbrennungsschwankungen übertragen
werden, während
die Dämpfungsvorrichtung
sich in der zweiten Stufe von deren Torsionscharakteristik befindet,
ist es erforderlich, dass das Federelement hoher Steifigkeit zusammengedrückt wird
und ein Drehzwischenraum eines vorbestimmten Winkels zwischen dem Federelement
hoher Steifigkeit und der Vorrichtung großer Reibung gesichert ist.
Der Winkelbetrag dieses Drehzwischenraums ist klein, das heißt etwa
0,2 bis 1,0 Grad. Der Drehzwischenraum existiert sowohl in der zweiten
Stufe der positiven Seite als auch in der zweiten Stufe der negativen
Seite. Die zweite Stufe der positiven Seite entspricht dem Fall,
in welchem die Eingangsplatte (Eingangsdrehelement) in der Drehantriebsrichtung
bzw. der positiven Richtung bezüglich
der keilverzahnten Nabe (Ausgangsdrehelement) verdreht wird. Die
zweite Stufe der negativen Seite entspricht dem Fall, in welchem
die Eingangsplatte in einer Richtung entgegengesetzt zur Drehantriebsrichtung
(negativen Richtung) bezüglich
der keilverzahnten Nabe verdreht wird. Herkömmlicherweise wird der Drehzwischenraum
erreicht unter Verwendung derselben Vorrichtung sowohl in der zweiten
Stufe der positiven Seite als auch in der zweiten Stufe der negativen
Seite. Folglich wird ein Drehzwischenraum immer sowohl auf der positiven
Verdrehungsseite als auch auf der negativen Verdrehungsseite der
Torsionscharakteristik erzeugt. Ferner ist der Winkelbetrag des
Zwischenraums auf beiden Seiten identisch. Jedoch existieren Situationen,
in welchen es bevorzugt ist, dass der Betrag des Drehzwischenraums
auf der positiven und der negativen Seite der Torsionscharakteristik
verschieden ist. Es ist ferner möglich,
eine Situation zu haben, in welcher es erwünscht ist, überhaupt keinen Drehzwischenraum
auf einer Seite, das heißt,
entweder der positiven Seite oder der negativen Seite, vorzusehen.
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Genauer
ist es erforderlich, einen Drehzwischenraum auf der negativen Seite
der Torsionscharakteristik zu haben, um die Spitzenschwingungen
zu verringern, welche während
einer Verzögerung
bei einer Resonanzdrehzahl auftreten. Jedoch bleibt bei FF-Fahrzeugen
die Resonanzspitze häufig
im Bereich praktischer Drehzahlen. Ferner verschlechtert sich die
Geräusch-
und Schwingungssteuerung in der Nähe der Resonanzdrehzahl, wenn
ein Drehzwischenraum auf der positiven Seite der Torsionscharakteristik
vorgesehen ist.
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Aus
der
DE 199 33 208
A1 , der
DE
199 32 967 A1 und der
DE 199 14 493 A1 sind Dämpfungsvorrichtungen bekannt,
welche Reibungsunterdrückungsvorrichtungen
aufweisen, die einen Drehzwischenraum auf der positiven Seite und
der negativen Seite der Torsionscharakterisik aufweisen.
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Vor
diesem Hintergrund besteht eine Notwendigkeit einer Dämpfungsvorrichtung,
welche die oben erwähnten
Probleme des Standes der Technik überwindet. Die vorliegende
Erfindung richtet sich an diese Notwendigkeit des Standes der Technik
sowie an weitere Notwendigkeiten, welche Fachleuten auf diesem Gebiet
anhand der vorliegenden Offenbarung deutlich werden.
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Es
ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, den Geräusch- und Schwingungsschutz
einer Dämpfungsvorrichtung
mit einem Niedrighysteresedrehmoment-Erzeugungszwischenraum als
Maßnahme
gegen kleine Torsionsschwingungen zu verbessern.
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Erfindungsgemäß wird die
Aufgabe durch die Merkmale der Ansprüche 1, 5 bzw. 8 gelöst, die Unteransprüche zeigen
weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung.
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Eine
Dämpfungsvorrichtung
gemäß einem ersten
Aspekt der vorliegenden Erfindung ist derart gestaltet, dass sie
in einem Fahrzeugübertragungssystem,
vorzugsweise einem Kraftübertragungssystem,
verwendet wird, um die Übertragung
eines Drehmo ments von einem Motorschwungrad zu erleichtern. Die
Dämpfungsvorrichtung
ist ferner derart gestaltet, dass sie Torsionsschwingungen von dem Schwungrad
dämpft
und absorbiert. Die Dämpfungsvorrichtung
weist ein Eingangsdrehelement, ein Ausgangsdrehelement, einen Dämpfungsabschnitt,
eine Reibungsvorrichtung und eine Reibungsunterdrückungsvorrichtung
auf. Das Ausgangsdrehelement ist derart angeordnet, dass es relativ
zum Eingangsdrehelement drehen kann. Der Dämpfungsabschnitt weist ein
Federelement, vorzugsweise eine Feder, und eine Torsionscharakteristik
auf. Das elastische Element bzw. das Federelement verbindet das
Eingangsdrehelement drehbar mit dem Ausgangsdrehelement. Die Torsionscharakteristik
weist eine positive Seite und eine negative Seite auf. Die positive
Seite entspricht dem in einer Drehantriebsrichtung bezüglich des
Ausgangsdrehelements verdrehten Eingangsdrehelement. Die negative
Seite entspricht dem in einer Richtung entgegengesetzt zur Drehantriebsrichtung
bezüglich
des Ausgangsdrehelements verdrehten Eingangsdrehelement. Die Reibungsvorrichtung
kann Reibung erzeugen, wenn das Eingangsdrehelement und das Ausgangsdrehelement eine
Relativdrehung ausführen
und das Federelement eine Federkraft ausübt. Die Reibungsunterdrückungsvorrichtung
sichert einen Drehzwischenraum auf lediglich einer Seite, das heißt der positiven
Seite oder der negativen Seite, der Torsionscharakteristik, um zu
verhindern, dass die Federkraft des Federelements auf die Reibungsvorrichtung
innerhalb eines vorbestimmten Winkelbereichs wirkt.
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Die
Reibungsunterdrückungsvorrichtung
dieser Dämpfungsvorrichtung
sichert einen Drehzwischenraum, um zu verhindern, dass die Reibungsvorrichtung
auf lediglich der positiven Seite bzw. lediglich der negativen Seite
der Torsionscharakteristik arbeitet. So wird der Geräusch- und
Schwingungsschutz des Fahrzeugs sowohl während einer Beschleunigung
als auch während
einer Verzögerung verbessert,
da der Drehzwischenraum entweder auf der positiven Seite oder der
negativen Seite der Torsions charakteristik, abhängig von den Charakteristiken
des Fahrzeugs, vorgesehen ist.
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Eine
Dämpfungsvorrichtung
gemäß einem zweiten
Aspekt der vorliegenden Erfindung ist die Dämpfungsvorrichtung des ersten
Aspekts, wobei die Reibungsunterdrückungsvorrichtung den Drehzwischenraum
lediglich auf der negativen Seite der Torsionscharakteristik sichert.
Bei dieser Dämpfungsvorrichtung
ist der Drehzwischenraum zum Verhindern eines Arbeitens der Reibungsvorrichtung
lediglich auf der negativen Seite der Torsionscharakteristik vorgesehen.
So wird eine Verschlechterung der Geräusch- und Schwingungssteuerung
in der Nähe der
Resonanzdrehzahl auf der positiven Seite unterdrückt, wenn diese Dämpfungsvorrichtung
beispielsweise in einem FF-Fahrzeug verwendet wird, bei welchem
die Resonanzspitze im Bereich praktischer Motordrehzahlen bleibt.
Folglich wird der Geräusch-
und Schwingungsschutz des Fahrzeugs sowohl während der Beschleunigung als
auch während
der Verzögerung
verbessert.
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Eine
Dämpfungsvorrichtung
gemäß einem dritten
Aspekt der vorliegenden Erfindung ist derart gestaltet, dass sie
in einem Fahrzeugübertragungssystem,
vorzugsweise einem Kraftübertragungssystem,
verwendet wird, um die Übertragung
eines Drehmoments von einem Motorschwungrad zu erleichtern. Die
Dämpfungsvorrichtung
ist ferner derart gestaltet, dass die Torsionsschwingungen von dem Schwungrad
dämpft.
Die Dämpfungsvorrichtung
umfasst ein Eingangsdrehelement, ein Ausgangsdrehelement, einen
Dämpfungsabschnitt,
eine Reibungsvorrichtung und eine Reibungsunterdrückungsvorrichtung.
Das Ausgangsdrehelement ist derart angeordnet, dass es relativ zum
Eingangsdrehelement dreht. Die Dämpfungsvorrichtung
weist ein Federelement und eine Torsionscharakteristik auf. Das
Federelement verbindet das Eingangsdrehelement drehbar mit dem Ausgangsdrehelement.
Die Torsionscharakteristik weist eine positive Seite und eine negative Seite
auf. Die positive Seite entspricht dem in einer Drehantriebsrichtung
bezüglich
des Ausgangsdrehelements verdrehten Eingangsdrehelement. Die negative
Seite entspricht dem in einer Richtung entgegengesetzt zur Drehantriebsrichtung
bezüglich
des Ausgangsdrehelements verdrehten Eingangsdrehelement. Die Torsionscharakteristik
umfasst ferner eine erste Stufe und eine zweite Stufe. Die zweite
Stufe entspricht dem zusammengedrückten Federelement. Ferner
weist die zweite Stufe eine höhere
Steifigkeit als die erste Stufe auf. Eine zweite Stufe existiert
sowohl auf der positiven Seite als auch auf der negativen Seite
der Torsionscharakteristik. Die Reibungsvorrichtung kann Reibung
erzeugen, wenn das Eingangsdrehelement und das Ausgangsdrehelement relativ
zueinander innerhalb der zweiten Stufe drehen. Ferner übt das Federelement
eine Federkraft aus. Die Reibungsunterdrückungsvorrichtung sichert einen
Drehzwischenraum lediglich in der zweiten Stufe auf der positiven
Seite bzw. der zweiten Stufe auf der negativen Seite der Torsionscharakteristik, um
zu verhindern, dass die Federkraft des Federelements auf die Reibungsvorrichtung
innerhalb eines vorbestimmten Winkelbereichs wirkt.
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Die
Reibungsunterdrückungsvorrichtung
dieser Dämpfungsvorrichtung
sichert einen Drehzwischenraum, um zu verhindern, dass die Reibungsvorrichtung
in der zweiten Stufe auf lediglich der positiven Seite bzw. lediglich
der negativen Seite der Torsionscharakteristik wirkt. So kann die
Dämpfungsvorrichtung
den Geräusch-
und Schwingungsschutz des Fahrzeugs sowohl während einer Beschleunigung
als auch während
einer Verzögerung
verbessern durch Vorsehen des Drehzwischenraums entweder in der
zweiten Stufe auf der positiven Seite oder der zweiten Stufe auf
der negativen Seite der Torsionscharakteristik in Übereinstimmung
mit den bevorzugten Charakteristiken des Fahrzeugs.
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Eine
Dämpfungsvorrichtung
gemäß einem vierten
Aspekt der vorliegenden Erfindung ist die Dämpfungsvorrichtung des dritten Aspekts,
wobei die Reibungsunterdrückungsvorrichtung
den Drehzwischenraum lediglich in der zweiten Stufe auf der negativen
Seite der Torsionscharakteristik sichert. Bei dieser Dämpfungsvorrichtung
ist der Drehzwischenraum zum Verhindern eines Arbeitens der Reibungsvorrichtung
lediglich für
die zweite Stufe auf der negativen Seite der Torsionscharakteristik
vorgesehen. So wird eine Verschlechterung des Geräusch- und
Schwingungsschutzes in der Nähe
der Resonanzdrehzahl auf der positiven Seite unterdrückt, wenn
diese Dämpfungsvorrichtung
beispielsweise in einem FF-Fahrzeug verwendet wird, bei welchem
die Resonanzspitze im Bereich praktischer Motordrehzahlen bleibt.
Folglich wird der Geräusch-
und Schwingungsschutz sowohl während
einer Beschleunigung als auch während
einer Verzögerung verbessert.
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Diese
und weitere Aufgaben, Merkmale, Aspekte und Vorteile der vorliegenden
Erfindung werden Fachleuten auf diesem Gebiet anhand der nachfolgenden
genauen Beschreibung klar, welche in Verbindung mit der beiliegenden
Zeichnung ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel
der Erfindung offenbart.
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Es
sei Bezug genommen auf die beiliegende Zeichnung, welche Teil der
vorliegenden Erstoffenbarung ist. Es zeigt:
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1 eine
schematische Vertikalschnittansicht einer Kupplungsscheibenanordnung
gemäß einem
bevorzugten Ausführungsbeispiel
der vorliegenden Erfindung;
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2 eine
Seitenansicht der Kupplungsscheibenanordnung von 1;
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3 eine
vergrößerte Teilansicht
einer Dämpfungsvorrichtung
der Kupplungsscheibenanordnung von 1;
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4 eine
weitere vergrößerte Teilansicht der
Dämpfungsvorrichtung;
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5 eine
Seitenansicht, welche Verdrehungswinkel von Komponenten der Dämpfungsvorrichtung
darstellt;
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6 eine
weitere Seitenansicht, welche Verdrehungswinkel der Komponenten
darstellt;
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7 eine
vergrößerte Teil-Seitenansicht, welche
Verdrehungswinkel der Komponenten darstellt;
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8 eine
weitere vergrößerte Teil-Seitenansicht,
welche Verdrehungswinkel der Komponenten darstellt;
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9 wieder
eine weitere vergrößerte Teil-Seitenansicht,
welche Verdrehungswinkel der Komponenten darstellt;
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10 ein
mechanisches Schaltbild der Dämpfungsvorrichtung
der Kupplungsscheibenanordnung;
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11 ein
mechanisches Schaltbild der Dämpfungsvorrichtung
der Kupplungsscheibenanordnung;
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12 ein
mechanisches Schaltbild der Dämpfungsvorrichtung
der Kupplungsscheibenanordnung;
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13 ein
mechanisches Schaltbild der Dämpfungsvorrichtung
der Kupplungsscheibenanordnung;
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14 ein
mechanisches Schaltbild der Dämpfungsvorrichtung
der Kupplungsscheibenanordnung;
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15 ein
mechanisches Schaltbild der Dämpfungsvorrichtung
der Kupplungsscheibenanordnung;
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16 ein
mechanisches Schaltbild der Dämpfungsvorrichtung
der Kupplungsscheibenanordnung;
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17 ein
mechanisches Schaltbild der Dämpfungsvorrichtung
der Kupplungsscheibenanordnung;
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18 ein
mechanisches Schaltbild der Dämpfungsvorrichtung
der Kupplungsscheibenanordnung;
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19 ein
mechanisches Schaltbild der Dämpfungsvorrichtung
der Kupplungsscheibenanordnung;
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20 eine
schematische Ansicht, welche eine Torsionskennlinie der Dämpfungsvorrichtung darstellt;
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21 eine
Ansicht einer vergrößerten Teilansicht
von 20;
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22 eine
Ansicht eines Graphen für
Arbeitsbeispiele, welcher die Änderung
der Getriebedrehzahländerung
(ΔNM) bezüglich der
Motordrehzahl (NE) bei Beschleunigen mit vollständig geöffneter Drosselkappe im vierten
Gang dargestellt; und
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23 eine
Ansicht eines Graphen, welcher die Änderung der Getriebedrehzahländerung
(ΔNM) bezüglich der
Motordrehzahl (NE) bei Verzögern
mit einer vollständig
geschlossenen Drosselklappe im vierten Gang dargestellt.
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1 zeigt
eine Querschnittsansicht einer Kupplungsscheibenanordnung 1 gemäß einem
bevorzugten Ausführungsbeispiel
der vorliegenden Erfindung. 2 ist eine
Seitenansicht derselben. Die Kupplungsscheibenanordnung 1 ist
eine Kraftübertragungsvorrichtung,
welche in der Kupplung eines Fahrzeugs ver wendet wird, und hat eine
Kupplungsfunktion und eine Dämpfungsfunktion.
Die Kupplungsfunktion verbindet und trennt ein Drehmoment durch
Einrücken
und Ausrücken
des (nicht dargestellten) Schwungrads, welches mit einem (nicht
dargestellten) Motor verbunden ist.
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Die
Dämpfungsfunktion
absorbiert und dämpft
Drehmomentschwankungen, welche von der Schwungradseite aufgenommen
werden, unter Verwendung von Federn und ähnlichem.
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Eine
Linie O-O in 1 stellt eine Drehachse, das
heißt,
eine Drehmittellinie, der Kupplungsscheibenanordnung 1 dar.
Der Motor und das Schwungrad (nicht dargestellt) sind links in 1 angeordnet,
und das (nicht dargestellte) Getriebe ist rechts in 1 angeordnet.
In 2 ist die R1-Richtung die Drehantriebsrichtung
bzw. positive Richtung der Kupplungsscheibenanordnung 1,
und die R2-Richtung ist die entgegengesetzte Richtung bzw. negative
Richtung. Die spezifischen Winkelwerte, welche in der folgenden
Erläuterung
angegeben sind, dienen lediglich zu Erläuterungszwecken, um ein Verständnis für die Beziehungen
zwischen den verschiedenen Winkeln zu erleichtern. Die vorliegende
Erfindung ist nicht auf diese Werte beschränkt.
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Wie
aus 1 und 2 ersichtlich, umfasst die Kupplungsscheibenanordnung 1 ein
Eingangsdrehelement 2, eine keilverzahnte Nabe 3,
welche als Ausgangsdrehelement dient, und einen Dämpfungsabschnitt 4,
welcher in 10 dargestellt ist. Wie in 10 dargestellt,
ist der Dämpfungsabschnitt 4 zwischen
dem Eingangsdrehelement 2 und der keilverzahnten Nabe 3 angeordnet.
Der Dämpfungsabschnitt 4 umfasst
erste Federn 7, zweite Federn 8 und eine Vorrichtung 13 großer Reibung.
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Wie
aus 1 und 2 ersichtlich, wird ein Drehmoment
von dem (nicht dargestellten) Motorschwungrad zum Eingangsdrehelement 2 geliefert. Das
Eingangsdrehelement 2 umfasst eine Kupplungs platte 21,
eine Rückhalteplatte 22 und
eine Kupplungsscheibe 23. Die Kupplungsplatte 21 und die
Rückhalteplatte 22 bestehen
beide vorzugsweise aus einem Blech mit der Form einer Ringscheibe.
Die Kupplungsplatte 21 und die Rückhalteplatte 22 sind bezüglich zueinander
mit einem vorbestimmten Abstand in der Axialrichtung zwischen diesen
angeordnet. Die Kupplungsplatte 21 ist auf der Motorseite
angeordnet, und die Rückhalteplatte 22 ist
auf der Getriebeseite der Kupplungsscheibenanordnung 1 angeordnet.
Die Kupplungsplatte 21 und die Rückhalteplatte 22 sind
durch plattenartige Verbindungsabschnitte 31 zusammen befestigt,
welche unten beschrieben sind. Daher bestimmen die plattenartigen Verbindungsabschnitte 31 den
Axialabstand zwischen den beiden Platten 21 und 22 und
bewirken, dass diese als eine einzige Einheit drehen.
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Die
Kupplungsscheibe 23 ist derart gestaltet, dass sie gegen
das (nicht dargestellte) Schwungrad drückt. Die Kupplungsscheibe 23 umfasst
eine Dämpfungsplatte 24 sowie
einen ersten und einen zweiten Reibbelag 25. Die Dämpfungsplatte 24 umfasst
einen Ringabschnitt 24a, eine Vielzahl von Dämpfungsabschnitten 24b und
eine Vielzahl von Verbindungsabschnitten 24c. Die Vielzahl
von Dämpfungsabschnitten 24b ist
ringartig um einen Außenumfang
des Ringabschnitts 24a angeordnet. Die Vielzahl von Verbindungsabschnitten 24c erstreckt
sich in Radialrichtung nach innen, ausgehend von dem Ringabschnitt 24a.
Die Verbindungsabschnitte 24c sind an vier Stellen vorgesehen,
und jeder ist an der Kupplungsplatte 21 mittels Nieten 27 befestigt,
welche unten beschrieben sind. Reibbeläge 25 sind an beiden
Seiten jedes Dämpfungsabschnitts 24b der Dämpfungsplatte 24 unter
Verwendung von Nieten 26 befestigt. Es existieren vorzugsweise
vier Fensterlöcher 35,
welche im Außenumfangsabschnitt
jeder der Kupplungsplatte 21 und der Rückhalteplatte 22 mit
gleichem Abstand in der Umfangsrichtung vorgesehen sind. Geschnittene
und erhöhte
Abschnitte 35a und 35b sind auf einer Seite weiter
weg von der Drehmittellinie bzw. einer Seite näher zur Drehmittellinie jedes
Fensterlochs 35 ausgebildet. Diese geschnittenen und erhöhten Abschnitte 35a und 35b dienen
zum Begrenzen sowohl einer Axial- als auch einer Radialbewegung
der zweiten Federn 8 (unten beschrieben). Die geschnittenen
und erhöhten
Abschnitte 35a befinden sich in Radialrichtung außerhalb
der geschnittenen und erhöhten
Abschnitte 35b. Anschlagflächen 36, welche gegen
Endabschnitte der zweiten Federn 8 anschlagen bzw. sich
dicht an diese annähern,
sind auf beiden in Umfangsrichtung zugewandten Enden von Fensterlöchern 35 ausgebildet.
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Wie
aus 3 ersichtlich, ist ein Mittenloch 37 bzw.
eine Innenkante sowohl auf der Kupplungsplatte 21 als auch
auf der Rückhalteplatte 22 ausgebildet.
Die keilverzahnte Nabe 3, welche als Ausgangsdrehelement
dient, ist im Inneren des Mittenlochs 37 angeordnet. Die
keilverzahnte Nabe 3 umfasst einen zylindrischen Nabenwulst 52 und
einen Flansch 54. Der zylindrische Nabenwulst 52 erstreckt sich
der Axialrichtung, und der Flansch 54 erstreckt sich der
Radialrichtung. Ein Innenabschnitt des Nabenwulstes 52 bildet
eine keilverzahnte Öffnung 53, welche
in Eingriff mit einer (nicht dargestellten) Welle ist, die sich
ausgehend von der Getriebeseite erstreckt. In 5 ist
der Flansch 54 versehen mit einer Vielzahl von Außenzähnen 55 und
Einkerbungen 56. Die Außenzähne 55 sind in der
Drehrichtung angeordnet. Die Einkerbungen 56 sind derart
gestaltet, dass sie die ersten Federn 7 (unten beschrieben)
aufnehmen. Die Einkerbungen 56 sind vorzugsweise an zwei
Stellen ausgebildet, welche einander in Radialrichtung gegenüberliegen.
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In 3 und 4 ist
ein Nabenflansch 6 an der Außenseite der keilverzahnten
Nabe 3 und zwischen der Kupplungsplatte 21 und
der Halteplatte 22 angeordnet. Der Nabenflansch 6 ist
ein scheibenförmiges
Element. Der Nabenflansch 6 ist elastisch mit der keilverzahnten
Nabe 3 in der Drehrichtung über die ersten Federn 7 verbunden
und elastisch mit dem Eingangsdrehmoment 2 über die
zweiten Federn 8 verbunden. Wie in 7 bis 9 genau
dargestellt, ist eine Vielzahl von Innenzähnen 59 auf der Innenkante
des Nabenflansches 6 ausgebildet. Die Innenzähne 59 sind
zwischen den oben erwähnten
Außenzähnen 55 und
mit einem vorbestimmten Abstand in der Drehrichtung angeordnet.
Die Außenzähne 55 und
die Innenzähne 59 können in
der Drehrichtung gegeneinander anschlagen. Kurz ausgedrückt, bilden
die Außenzähne 55 und
die Innenzähne 59,
wie in 10 dargestellt, einen ersten
Anschlag 9, welcher zum Begrenzen des Verdrehungswinkels
zwischen der keilverzahnten Nabe 3 und dem Nabenflansch 6 dient.
Der hier erwähnte
erste Anschlag 9 ermöglicht
ein Auftreten einer Relativdrehung zwischen dem Eingangsdrehelement 3 und
der keilverzahnten Nabe 3 zu einem vorbestimmten Winkel, verhindert
jedoch eine Relativdrehung über
den vorbestimmten Winkel hinaus, wenn die Zähne 55 und 59 gegeneinander
anschlagen. Ein erster Zwischenraumwinkel θ1 ist zwischen jedem Außenzahn 55 und
jedem der beiden Innenzähne 59 gesichert,
welche sich auf beiden Seiten davon in der Drehrichtung befinden.
Genauer ist, wie in 10 und 15 dargestellt,
ein erster Zwischenraumwinkel θ1p
von 8 Grad zwischen jedem Außenzahn 55 und
Innenzahn 59 auf der R2-Seite davon gebildet. Ferner ist
ein erster Zwischenraumwinkel θ1n
von 2 Grad zwischen jedem Außenzahn 55 und
Innenzahn 59 auf der R1-Seite davon gebildet. So weicht
die Größe des ersten
Zwischenraumswinkels θ1p
von der Größe des ersten
Zwischenraumwinkels θ1n
ab. Der erste Zwischenraumwinkel θ1p ist vorzugsweise größer als
der erste Zwischenraumwinkel θ1n.
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Ferner
sind, wie in 5 dargestellt, Einkerbungen 67 auf
einer Innenkante des Nabenflansches 6 in Übereinstimmung
mit den Einkerbungen 56 des Flansches 54 ausgebildet.
Eine erste Feder 7 ist im Inneren jeder der Einkerbungen 56 und 67 angeordnet,
um vorzugsweise eine Gesamtheit von zwei ersten Federn 7 zu
ergeben. Die ersten Federn 7 sind Schraubenfedern mit verhältnismäßig niedriger
Steifigkeit. Die ersten Federn 7 sind derart angeordnet, dass
sie parallel wirken. In Umfangsrichtung zugewandte Enden der ersten
Federn 7 sind in Eingriff mit den in Umfangsrichtung zugewandten
Enden der Einkerbungen 56 und 67 über Federsitze 7a.
Infolge der hier beschriebenen Struktur drücken die keilverzahnte Nabe 3 und
der Nabenflansch 6 die ersten Federn 7 in der
Drehrichtung innerhalb des Bereichs der ersten Zwischenraumwinkel θ1 zusammen,
wenn sie relativ zueinander drehen.
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Es
existieren vorzugsweise vier Fensterlöcher 41, welche im
Nabenflansch 6 mit gleichem Abstand in der Drehrichtung
aufgebildet sind. Die Fensterlöcher 41 sind
derart geformt, dass sie der Länge nach
in der Drehrichtung verlaufen. Wie in 5 und 6 dargestellt,
umfassen Kanten jedes Fensterlochs 41 Anschlagabschnitte 44,
einen Außenabschnitt 45 und
einen Innenabschnitt 46. Die Anschlagabschnitte 44 befinden
sich auf beiden in Umfangsrichtung zugewandten Enden jedes Fensterlochs 41.
Der Außenabschnitt 45 befindet
sich weiter außen
in Radialrichtung als die Anschlagabschnitte 44. Der Innenabschnitt 46 befindet
sich auf einer in Radialrichtung inneren Seite jedes Fensterlochs 41. Der
Außenabschnitt 45 ist
durchgehend und schließt einen
in Radialrichtung äußeren Abschnitt
des Fensterlochs 41 durch Verbinden der Anschlagabschnitte 44.
Es ist jedoch auch möglich,
dass ein Abschnitt des Außenabschnitts
des Fensterlochs 41 derart geformt ist, dass er nach außen in der
Radialrichtung offen ist. Der Innenabschnitt 46 verbindet
einen in Radialrichtung inneren Abschnitt des Fensterlochs 41. Eine
Einkerbung 42 ist im Nabenflansch 6 in Umfangsrichtung
zwischen jedem der Fensterlöcher 41 ausgebildet.
Die Einkerbungen 42 sind fächerförmig und derart ausgerichtet,
dass deren Länge
in der Umfangsrichtung nach Außen
in der Radialrichtung zunimmt. Die Einkerbungen weisen ferner Kantenflächen 43 auf
beiden in Umfangsrichtung zugewandten Seiten auf.
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Ein
Vorsprung 49 ist auf dem in Radialrichtung zugewandten
Außenabschnitt
jedes Abschnitts ausgebildet, wo ein Fensterloch 41 ausgebildet
ist. Anders ausgedrückt,
erstrecken sich die Vorsprünge 49 nach
außen
in der Radialrichtung ausgehend von der Außenkante 48 des Nabenflansches 6.
Die Vorsprünge 49 erstrecken
sich der Länge
nach in der Drehrichtung und bilden Anschlagflächen 50.
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Die
zweiten Federn 8 sind Federelemente, das heißt, Federn,
welche in der Dämpfungsvorrichtung
der Kupplungsscheibenanordnung 1 verwendet werden. Jede
zweite Feder 8 weist vorzugsweise ein Paar von konzentrisch
angeordneten Schraubenfedern auf. Die zweiten Federn 8 sind
größer als
die ersten Federn 7 und weisen ferner eine größere Federkonstante
auf. Die zweiten Federn 8 sind im Inneren der Fensterlöcher 41 und 35 untergebracht.
Die zweiten Federn 8 sind in der Drehrichtung lang und nehmen
vorzugsweise die Gesamtheit der Fensterlöcher 41 ein. Die in
Umfangsrichtung zugewandten Enden der zweiten Federn 8 berühren Anschlagabschnitte 44 der
Fensterlöcher 41 und
Anschlagflächen 36 bzw.
nähern
sich dicht an diese an. Wie in 1 dargestellt,
kann ein Drehmoment von den Platten 21 und 22 auf
den Nabenflansch 6 durch die zweiten Federn 8 übertragen
werden. Wenn die Platten 21 und 22 bezüglich des
Nabenflansches 6 drehen, werden die zweiten Federn 8 zwischen
diesen zusammengedrückt.
Genauer wird, wie in 1 und 6 dargestellt,
jede der zweiten Federn 8 in der Drehrichtung zwischen
einer Anschlagfläche 36 an einem
Ende und dem Anschlagabschnitt 44 am gegenüberliegenden
Ende zusammengedrückt.
Wenn dies auftritt, wirken die vier zweiten Federn 8 vorzugsweise
parallel.
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Wie
in 2 und 5 dargestellt, sind die plattenartigen
Verbindungsabschnitte 31 vorzugsweise an vier Stellen um
die Außenkante
der Rückhalteplatte 22 vorgesehen.
Die plattenartigen Verbindungsabschnitte 31 sind vorzugsweise
in gleichen Abstän den
in der Drehrichtung angeordnet. Die plattenartigen Verbindungsabschnitte 31 verbinden
die Kupplungsplatte 21 und die Rückhalteplatte 22 miteinander
und bilden ferner einen Abschnitt des Anschlags der Kupplungsscheibenanordnung 1 (wie
unten beschrieben). Wie am besten aus 1 ersichtlich,
sind die plattenartigen Verbindungsabschnitte 31 plattenartige
Elemente, welche einstückig
auf der Rückhalteplatte 22 ausgebildet
sind und eine vorbestimmte Breite in der Drehrichtung aufweisen.
Wie aus 2 und 5 ersichtlich,
sind die plattenartigen Verbindungsabschnitte 31 in Umfangsrichtung zwischen
den Fensterlöchern 41,
das heißt,
an Positionen entsprechend den Einkerbungen 42, angeordnet.
Jeder der plattenartigen Verbindungsabschnitte 31 umfasst
einen Anschlagabschnitt 32 und einen Befestigungsabschnitt 33.
Wie aus 1 ersichtlich, erstreckt sich
der Anschlagabschnitt 32 in der Axialrichtung ausgehend
von der Außenkante
der Rückhalteplatte 22.
Der Befestigungsabschnitt 33 erstreckt sich in einer Radialeinwärtsrichtung
ausgehend von dem Anschlagabschnitt 32. Die Anschlagabschnitte 32 erstrecken
sich ausgehend von der Außenkante
der Rückhalteplatte 22 hin
zur Kupplungsplatte 21. Die Befestigungsabschnitte 33 sind
ausgehend von dem Endabschnitt der Anschlagabschnitte 32 in
Radialrichtung nach innen gebogen. Wie aus 5 ersichtlich,
umfasst jeder Anschlagabschnitt 32 Anschlagflächen 51 auf
beiden in Umfangsrichtung zugewandten Seiten davon. Die Radialposition der
Befestigungsabschnitte 33 entspricht dem Außenabschnitt
der Fensterlöcher 41.
Die Umfangsposition der Befestigungsabschnitte 33 liegt
zwischen und nächst
den Fensterlöchern 41 in
der Drehrichtung. Folglich sind die Befestigungsabschnitte 33 derart
angeordnet, dass sie Einkerbungen 42 des Nabenflansches 6 entsprechen.
Die Einkerbungen 42 sind größer als die Befestigungsabschnitte 33 und somit
können
sich während
der Montage die Befestigungsabschnitte 33 durch die Einkerbungen 42 bewegen,
wenn die Rückhalteplatte 22 in
der Axialrichtung bezüglich
der Kupplungsplatte 21 bewegt wird. Wie aus 1 ersichtlich,
sind die Befestigungsabschnitte 33 parallel zu den Verbindungsabschnitten 24c der
Dämpfungsplatte 24 und
stoßen
an diese ausgehend von der Getriebeseite an. Wie aus 5 ersichtlich,
ist ein Loch 33a in jedem Befestigungsabschnitt 33 ausgebildet.
Wie aus 1 ersichtlich, ist einer der
oben erwähnten
Nieten 27 durch jedes Loch 33a eingesetzt. Die
Nieten 27 verbinden die Befestigungsabschnitte 33,
die Kupplungsplatte 21 und die Dämpfungsplatte 24 als
eine einzige Einheit miteinander. Setzlöcher 34 zum Setzen
der Niete sind in der Rückhalteplatte 22 an
Positionen entsprechend den Befestigungsabschnitten 33 vorgesehen.
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Nachfolgend
wird unter Bezugnahme auf 5 und 10 ein
zweiter Anschlag 10 beschrieben, der Anschlagabschnitte 32 der
plattenartigen Verbindungsabschnitte 31 und die Vorsprünge 49 aufweist.
Der zweite Anschlag 10 ist eine Vorrichtung, welche dem
Nabenflansch 6 und dem Eingangsdrehmoment 2 ermöglicht,
eine Relativdrehung bis zu einem Zwischenraumwinkel von θ4 auszuführen, jedoch
eine Relativdrehung der beiden Elemente über den Zwischenraumwinkel
hinaus verhindert, wenn der Verdrehungswinkel θ4 erreicht. Wenn eine Relativdrehung
innerhalb des Bereichs des Zwischenraumwinkels θ4 auftritt, so werden die zweiten Federn 8 zwischen
dem Nabenflansch 6 und dem Eingangsdrehelement 2 zusammengedrückt. Genauer
ist ein vierter Zwischenraumwinkel θ4p von 26 Grad gebildet zwischen
jedem Vorsprung 49 und Anschlagabschnitt 32 auf
der R2-Seite des Vorsprungs 49. Ferner ist ein vierter
Zwischenraumwinkel θ4n von
23,5 Grad gebildet zwischen jedem Vorsprung 49 und dem
Anschlagabschnitt 32 auf der R1-Seite des Vorsprungs 49.
So weicht die Größe eines
vierten Zwischenraumwinkels θ4p
von der Größe eines
vierten Zwischenraumwinkels θ4n
dahingehend ab, dass der vierte Zwischenraumwinkel θ4p größer ist
als der vierte Zwischenraumwinkel θ4n. Um die bevorzugte Beziehung
zwischen den vierten Zwischenraumwinkeln θ4p und θ4n zu erreichen, werden die
Vorsprünge 49 in
der Umfangsrichtung bezüg lich
der Mittenposition zwischen den Anschlagabschnitten 32 versetzt,
wie am besten aus 6 ersichtlich.
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Wie
aus 3 und 4 ersichtlich, sind Reibplatten 11 und 11' ein Paar von
Plattenelementen, welche außerhalb
der keilverzahnten Nabe 3 angeordnet sind. Eine Reibplatte 11' ist zwischen
der Kupplungsplatte 21 und dem Nabenflansch 6 angeordnet.
Eine weitere Reibplatte 11 ist zwischen dem Nabenflansch 6 und
der Rückhalteplatte 22 angeordnet.
Die Reibplatten 11 und 11' sind geformt wie eine Ringscheibe
und bilden einen Abschnitt des Dämpfungsabschnitts 4 zwischen
dem Eingangsdrehelement 2 und der keilverzahnten Nabe 3.
Eine Vielzahl von Innenzähnen 66 ist
auf den Innenkanten der Reibplatten 11 und 11' ausgebildet.
Wie in 7 genau dargestellt, sind die Innenzähne 66 derart
angeordnet, dass sie mit den Innenzähnen 59 des Nabenflansches 6 in
der Axialrichtung überlappen.
Die Innenzähne 66 sind
in der Umfangsrichtung breiter als die Innenzähne 59. Beide Enden
der Innenzähne 66 stehen über die
Enden der Innenzähne 59 in
der Umfangsrichtung hinaus vor. Die Innenzähne 66 sind derart
angeordnet, dass sie einen vorbestimmten Zwischenraum bezüglich der
Außenzähne 55 der keilverzahnten
Nabe 3 in der Drehrichtung aufweisen. Anders ausgedrückt, vollziehen
die keilverzahnte Nabe 3 und die Reibplatten 11 eine
Relativdrehung innerhalb des Bereichs dieses Zwischenraums. Wie aus 10 ersichtlich,
bilden die Außenzähne 55 und
die Innenzähne 59 einen
dritten Anschlag 12, welcher den Relativdrehungswinkel
zwischen der keilverzahnten Nabe 3 und den Reibplatten 11 begrenzt.
Wie aus 7 ersichtlich, sichert der aus
den Außenzähnen 55 und
den Innenzähnen 59 bestehende
Anschlag 12 einen zweiten Zwischenraumwinkel θ2 zwischen
den Außenzähnen 55 und
den Innenzähnen 66.
Genauer ist ein zweiter Zwischenraumwinkel θ2p von 7,5 Grad gebildet zwischen
jedem Außenzahn 55 und
jedem Innenzahn 66 auf der R2-Seite jedes Außenzahns 55.
Ferner ist ein zweiter Zwischenraumwinkel θ2n von 1,5 Grad gebildet zwischen
jedem Außenzahn 55 und
dem Innenzahn 66 auf der R1-Seite jedes Außenzahns.
So weicht der zweite Zwischenraumwinkel θ2p in der Größe ab von dem
zweiten Zwischenraumwinkel θ2n
und ist vorzugsweise größer als
dieser. Hingegen ist der zweite Zwischenraumwinkel θ2n kleiner
als der erste Zwischenraumwinkel θ1p, und der zweite Zwischenraumwinkel θ2n ist kleiner
als der erste Zwischenraumwinkel θ1n.
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Wie
aus 2 und 4 ersichtlich, umfasst die Reibplatte 11,
welche näher
an der Rückhalteplatte 22 angeordnet
ist, eine Vielzahl von Vorsprüngen 61,
welche sich nach außen
in der Radialrichtung erstrecken. Wie aus 4 und 5 ersichtlich,
sind die Vorsprünge 61 zwischen
den Fensterlöchern 61 des
Nabenflansches 6 angeordnet. Eine halbkreisförmige Positioniereinkerbung 61a ist an
Außenradialschnittpunkten
einer Kantenfläche 43 eines
der Fensterlöcher 41 mit
einer anderen Kantenfläche 43 ausgebildet.
Wie aus 4 und 5 ersichtlich,
entsprechen die Einkerbungen 61a Positioniereinkerbungen 98,
welche in dem Nabenflansch 6 ausgebildet sind, und den
Positionierlöchern,
welche in den Platten 21 und 22 ausgebildet sind.
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Eine
Vielzahl von Stiften 62 dient zum Verhindern, dass die
beiden Reibplatten 11 und 11' eine Drehung relativ zueinander
ausführen.
Die Stifte 62 bestimmten ferner die Axialpositionierung
der beiden Reibplatten 11 und 11' bezüglich einander. Die Stifte 62 umfassen
einen Körperabschnitt
und Kopfabschnitte, welche sich ausgehend von beiden Enden des Körperabschnitts
in der Axialrichtung erstrecken. Jede der Reibplatten 11 und 11' wird durch
ihren Kontakt mit den Endflächen
der Körperabschnitte
der Stifte 62 daran gehindert, sich in der Axialrichtung
an die anderen anzunähern.
Die Kopfabschnitte der Stifte 62 sind durch Löcher eingesetzt,
welche in den Reibplatten 11 und 11' ausgebildet sind. Die Reibplatten 11 und 11' klemmen die
Stifte 62 zwischen sich selbst und den Körperabschnitt.
Wie aus 3 und 4 ersichtlich,
ist ein Abstandshalter 63 zwischen jeder Reibplatte 11 und 11' und dem Nabenflansch 6 angeordnet.
Die Abstandshalter 63 sind Ringplattenelemente, welche
zwischen dem Innenumfangsabschnitt der Reibplatten 11 und 11' und dem Ringinnenabschnitt
des Nabenflansches 6 angeordnet sind. Löcher zum Einsetzen der Körperabschnitte
der Stifte 62 sind in den Abstandshaltern 63 vorgesehen.
Die Abstandshalter 63 werden zum einstückigen Drehen mit den Reibplatten 11 und 11' durch den Eingriff
der Stifte 62 mit den Löchern
gebracht. Eine Beschichtung zum Verringern des Reibungskoeffizienten
ist auf die Abstandshalter 63 auf den Seiten, welche den
Nabenflansch 6 berühren, aufgebracht.
Wie aus 4 und 7 ersichtlich,
ist eine Vielzahl von Löchern 69,
durch welche hindurch die Stifte 62 verlaufen, in dem Nabenflansch 6 ausgebildet.
Die Stifte 62 können
sich relativ zu den Löchern 69 über einen
vorbestimmten Winkel in beiden Umfangsrichtungen bewegen. Das heißt, ein
dritter Zwischenraumwinkel θ3
ist auf beiden Seiten des Körperabschnitts
jedes Stifts 62 bezüglich
beider in Umfangsrichtung zugewandten Abschnitte der Innenfläche jedes
Lochs 69 gesichert. Folglich ist, wie in 10 dargestellt,
ein vierter Anschlag 14 ausgebildet. Wie aus 7 ersichtlich,
ist ein dritter Zwischenraumwinkel θ3p zwischen jedem Stift 62 und dem
Abschnitt der Innenfläche
eines Lochs 69 auf der R2-Seite davon gesichert. Ferner
ist ein dritter Zwischenraumwinkel θ3n zwischen jedem Stift 62 und
dem Abschnitt der Innenfläche
eines Lochs 69 auf der R1-Seite davon gesichert. Die Größen der dritten
Zwischenraumwinkel θ3p
und θ3n
sind verschieden. Der dritte Zwischenraumwinkel θ3p beträgt vorzugsweise 0,50 Grad,
und der dritte Zwischenraumwinkel θ3n beträgt vorzugsweise 0,70 Grad.
Die Größe des dritten
Zwischenraumwinkels θ3p
ist vorzugsweise gleich der Differenz zwischen dem ersten Zwischenraumwinkel θ1p und dem
zweiten Zwischenraumwinkel θ2p
(θ3p = θ1p – θ2p). Außerdem ist
die Größe des dritten
Zwischenraumwinkels θ3n gleich
der Differenz zwischen dem ersten Zwischenraumwinkel θ1n und dem
zweiten Zwischenraumwinkel θ2n
(θ3n = θ1n – θ2n).
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Die
relative Positionierung der Stifte 62 und der Löcher 69,
welche hier beschrieben ist, ordnet die Stifte 62 näher an der
R2-Seite der Löcher 69 an, wenn
der in 7 dargestellte neutrale Zustand vorliegt. Genauer
befindet sich die Umfangsposition der Stifte 62 auf der
R2-Seite der Umfangsmittenposition der Löcher 69. Anders ausgedrückt, befinden
sich in dem in 7 dargestellten neutralen Zustand
die Stifte 62 näher
an der R2-seitigen Innenkante der Löcher 69 als an einer
R1-seitigen Innenkante
der Löcher 69.
Die Positionierung wird erreicht durch Bewegen der Position der
Stifte 62 bzw. Ändern
der Größe der Löcher 69 im
Nabenflansch 6 auf beiden in Umfangsrichtung zugewandten
Seiten davon.
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Nachfolgend
sind die Elemente beschrieben, welche die Reibungserzeugungsvorrichtung
bilden. Wie aus 3 und 4 ersichtlich,
ist eine zweite Reibscheibe 72 zwischen dem Innenumfangsabschnitt
der Reibplatte 11, welche sich auf der Getriebeseite befindet,
und dem Innenumfangsabschnitt der Rückhalteplatte 22 angeordnet.
Die zweite Reibscheibe 72 umfasst im Wesentlichen einen
Hauptkörper 74,
welcher vorzugsweise aus Harz besteht. Die Reibfläche des
Hauptkörpers 74 berührt die
Fläche, welche
dem Getriebe der getriebeseitigen Reibplatte 11 zugewandt
ist. Ein Eingriffsabschnitt 76 erstreckt sich in Axialrichtung
ausgehend von einem Innenumfangsabschnitt des Hauptkörpers 74 hin
zum Getriebe. Der Eingriffsabschnitt 76 ist in Eingriff
mit der Rückhalteplatte 22,
so dass eine Relativdrehung zwischen diesen nicht auftreten kann.
Der Eingriffsabschnitt 76 sichert ferner die Rückhalteplatte 22 in
der Axialrichtung. Eine Vielzahl von Vertiefungen 77 ist auf
der Getriebeseite eines Innenumfangsabschnitts des Hauptkörpers 74 ausgebildet.
Eine zweite Kegelfeder 73 ist zwischen dem Hauptkörper 74 und
der Rückhalteplatte 22 angeordnet.
Die zweite Kegelfeder 73 ist derart angeordnet, dass sie
zwischen dem Hauptkörper 74 der
zweiten Reibscheibe 72 und der Rückhalteplatte 22 zusammengedrückt wird.
Folglich wird die Reibflä che
der zweiten Reibscheibe 72 fest gegen die erste Reibplatte 11 gedrückt. Eine
erste Reibscheibe 79 ist zwischen dem Flansch 54 und
einem Innenumfangsabschnitt der Rückhalteplatte 22 angeordnet.
So ist die erste Reibscheibe 79 in Radialrichtung innerhalb
der zweiten Reibscheibe 72 angeordnet, während sie
sich in Radialrichtung außerhalb
des Nabenwulstes 52 befindet. Die erste Reibscheibe 79 besteht
vorzugsweise aus Harz. Die erste Reibscheibe 79 umfasst
im Wesentlichen einen ringartigen Hauptkörper 81. Eine Vielzahl
von Vorsprüngen 82 erstreckt
sich nach außen
in einer Radialrichtung ausgehend von dem ringartigen Hauptkörper 81.
Der Hauptkörper 81 berührt den
Flansch 54, und die Vielzahl von Vorsprüngen 82 ist in Eingriff
mit den Vertiefungen 77 der zweiten Reibscheibe 72,
so dass eine Relativdrehung zwischen diesen nicht auftreten kann.
Folglich kann die erste Reibscheibe 79 einstückig mit
der Rückhalteplatte 22 durch
deren Eingriff mit der zweiten Reibscheibe 72 drehen. Eine
erste Kegelfeder 80 ist zwischen der ersten Reibscheibe 79 und
einem Innenumfangsabschnitt der Rückhalteplatte 22 angeordnet.
Die erste Kegelfeder 80 ist derart angeordnet, dass sie
in einer Axialrichtung zwischen der ersten Reibscheibe 79 und
dem Innenumfangsabschnitt der Rückhalteplatte 22 zusammengedrückt wird.
Ferner ist die durch die erste Kegelfeder 80 ausgeübte Kraft
derart ausgelegt, dass sie kleiner ist als die durch die zweite
Kegelfeder 73 ausgeübte Kraft.
Die erste Reibscheibe 79 besteht aus einem Material mit
einem niedrigeren Reibungskoeffizienten als derjenige der zweiten
Reibscheibe 72. Folglich ist die Reibung bzw. das Hysterese-Drehmoment,
welches durch die erste Reibscheibe 79 erzeugt wird, viel
kleiner als die durch die zweite Reibscheibe 72 erzeugte
Reibung.
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Eine
dritte Reibscheibe 85 und eine vierte Reibscheibe 86 sind
zwischen einem Innenumfangsabschnitt der Kupplungsplatte 21 und
sowohl dem Flansch 54 als auch einem Innenumfangsabschnitt der
Reibplatte 11' angeordnet.
Die dritte Reibscheibe 85 und die vierte Reibscheibe 86 sind
ringartige Elemente, welche vorzugsweise aus Harz bestehen. Die dritte
Reibscheibe 85 ist in Eingriff mit einer Innenkante der
Kupplungsplatte 21, so dass eine Relativdrehung nicht auftreten
kann. Die Innenfläche
der Scheibe berührt
eine Außenfläche der
Nabenwulst 52, so dass sie darauf gleiten kann. So wird
die Kupplungsplatte 21 in der Radialrichtung bezüglich der Nabenwulst 52 mittels
der dritten Reibscheibe 85 positioniert. Die dritte Reibscheibe 85 berührt die
Seite des Flansches 54, welche dem Motor in der Axialrichtung
zugewandt ist. Die vierte Reibscheibe 86 ist in Radialrichtung
außerhalb
der dritten Reibscheibe 85 angeordnet. Die vierte Reibscheibe 86 umfasst
einen ringartigen Hauptkörper 87 und
eine Vielzahl von Eingriffsabschnitten 88. Die Vielzahl
von Eingriffsabschnitten 88 erstreckt sich ausgehend von
dem ringartigen Hauptkörper 87 hin
zum Motor in der Axialrichtung. Der Hauptkörper 87 weist eine
Reibfläche auf,
welche die Reibplatte 11' berührt, welche
sich näher
am Motor in der Axialrichtung befindet. Die Eingriffsabschnitte 88 sind
in Eingriff mit Löchern,
welche in der Kupplungsplatte 21 ausgebildet sind, so dass
eine Relativdrehung nicht auftreten kann. Die Eingriffsabschnitte 88 weisen
Klauenabschnitte auf, welche eine Axialfläche der Kupplungsplatte 21 auf der
Seite berühren,
die hin zum Motor in der Axialrichtung zugewandt ist. Die dritte
Reibscheibe 85 und die vierte Reibscheibe 86 sind
miteinander in Eingriff, so dass sie nicht relativ zueinander drehen
können. Die
dritte Reibscheibe 85 und die vierte Reibscheibe 86 sind
getrennte Elemente. Die vierte Reibscheibe 86 besteht aus
einem Material mit einem höheren Reibungskoeffizienten
als derjenige des Materials der dritte Reibscheibe 85.
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Bei
der oben beschriebenen Reibungsvorrichtung erzeugt die Vorrichtung 13 großer Reibung (Reibvorrichtung)
ein verhältnismäßig hohes
Hysterese-Drehmoment. Die Vorrichtung 13 großer Reibung
ist gebildet zwischen den Reibplatten 11 und 11' bzw. der zweiten
Reibscheibe 72 und der vierten Reibscheibe 86.
Hingegen erzeugt, wie in 10 dargestellt,
eine Vorrichtung 15 kleiner Reibung ein verhältnismäßig niedriges
Hysterese-Drehmoment. Wie
aus 3 und 4 ersichtlich, umfasst die Vorrichtung 15 kleiner
Reibung den Flansch 54 und die erste Reibscheibe 79 und
ist zwischen dem Flansch 54 und der dritten Reibscheibe 85 ausgebildet.
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Nachfolgend
werden die Bestandteilmerkmale der Kupplungsscheibenanordnung 1 weiter
unter Bezugnahme auf 10 beschrieben. 10 ist ein
mechanisches Schaltbild, welches die Dämpfungsvorrichtungsfunktion
der Kupplungsscheibenanordnung 1 darstellt. Dieses mechanische
Schaltbild zeigt in schematischer Weise die Beziehungen zwischen
den Elementen der Dämpfungsvorrichtung
anhand der Drehrichtung. Folglich werden Elemente, welche als eine
einzige Einheit drehen, als ein Element behandelt.
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Wie
in 10 deutlich dargestellt, ist eine Vielzahl von
Elementen zwischen dem Eingangsdrehelement 2 und der keilverzahnten
Nabe 3 angeordnet, um den Dämpfungsabschnitt 4 zu
bilden. Der Nabenflansch 6 ist drehbar zwischen dem Eingangsdrehelement 2 und
der keilverzahnten Nabe 3 angeordnet. Der Nabenflansch 6 ist
elastisch mit der keilverzahnten Nabe 3 in der Drehrichtung über die
ersten Federn 7 verbunden. Der erste Anschlag 9 ist ebenfalls
zwischen dem Nabenflansch 6 und der keilverzahnten Nabe 3 ausgebildet.
Die ersten Federn 7 werden über den ersten Zwischenraumwinkel θ1p des ersten
Anschlags 9 zusammengedrückt. Der Nabenflansch 6 ist
elastisch mit dem Eingangsdrehelement 2 in der Drehrichtung über die
zweiten Federn 8 verbunden.
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Ferner
ist der zweite Anschlag 10 zwischen dem Nabenflansch 6 und
dem Eingangsdrehelement 2 ausgebildet. Die zweiten Federn 8 können über den vierten
Zwischenraumwinkel θ4p
des zweiten Anschlags 10 zusammengedrückt werden. Wie oben beschrieben,
sind das Eingangsdrehelement 2 und die keilverzahnte Nabe 3 elastisch
in der Drehrichtung mittels der ersten Federn 7 und der
zweiten Federn 8 miteinander verbunden, welche in Reihe
angeordnet sind. So dient der Nabenflansch 6 als ein Zwischenelement,
welches zwischen zwei verschiedenen Typen von Federn angeordnet
ist. Diese Struktur kann betrachtet werden als eine Struktur, in welcher
ein erster Dämpfer
mit den ersten Federn 7, welche parallel zueinander angeordnet
sind, und dem ersten Anschlag 9 in Reihe angeordnet ist
mit einem zweiten Dämpfer
mit den zweiten Federn 8, die parallel zueinander angeordnet
sind, und dem zweiten Anschlag 10. Außerdem kann die Struktur ebenfalls
betrachtet werden als eine Struktur, welche den Dämpfungsabschnitt 4 aufweist,
der das Eingangsdrehelement 2 und die keilverzahnte Nabe 3 drehbar und
elastisch miteinander verbindet. Die Gesamtsteifigkeit der ersten
Federn 7 ist derart festgelegt, dass sie viel niedriger
ist als die Gesamtsteifigkeit der zweiten Federn 8. Folglich
werden die zweiten Federn 8 in der Drehrichtung im Bereich
von Verdrehungswinkeln bis zum ersten Zwischenraumwinkel θ1 kaum zusammengedrückt.
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Die
Reibplatten 11 und 11' sind drehbar zwischen dem Eingangsdrehelement 2 und
der keilverzahnten Nabe 3 angeordnet. Die Reibplatten 11 und 11' sind derart
angeordnet, dass sie eine Relativdrehung zwischen der keilverzahnten
Nabe 3 und dem Nabenflansch 6 ausführen können. Der
dritte Anschlag 12 ist zwischen den Reibplatten 11 und 11' und der keilverzahnten
Nabe 3 ausgebildet. Ferner ist der vierte Anschlag 14 zwischen
den Reibplatten 11 und 11' und dem Nabenflansch 6 ausgebildet. Darüber hinaus
sind die Reibplatten 11 und 11' in Reibeingriff mit dem Eingangsdrehelement 2 in
der Drehrichtung mittels der Vorrichtung 13 großer Reibung.
So angeordnet zwischen dem Eingangsdrehelement 2, der keilverzahnten
Nabe 3 und dem Nabenflansch 6 bilden die Reibplatten 11 und 11' eine Reibverbindungsvorrichtung 5.
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Nachfolgend
werden die Beziehungen zwischen den Zwischenraumwinkeln θ1 bis θ4 der in 15 dargestellten
Dämpfungsvorrichtung
beschrieben. Die Zwischenraumwinkel werden hier beschrieben unter
Betrachtung ausgehend von der keilverzahnten Nabe 3 hin
zum Eingangsdrehelement 2 in der R2-Richtung. Der erste
Zwischenraumwinkel θ1p
des ersten Anschlags 9 ist der Winkelbereich, über welchen
die ersten Federn 7 in der Drehrichtung zusammengedrückt werden,
und der vierte Zwischenraumwinkel θ4p des zweiten Anschlags 10 ist der
Winkelbereich, über
welchen die zweiten Federn 8 in der Drehrichtung zusammengedrückt werden. Die
Summe aus dem ersten Zwischenraumwinkel θ1p und dem vierten Zwischenraumwinkel θ4p ist der maximale
Verdrehungswinkel der gesamten Kupplungsscheibenanordnung 1,
wenn diese als Dämpfungsvorrichtung
in der positiven Richtung arbeitet. Der dritte Zwischenraumwinkel θ3p ist vorzugsweise gleich
der Differenz zwischen dem ersten Zwischenraumwinkel θ1p und dem
zweiten Zwischenraumwinkel θ2p.
Daher existiert kein positivseitiger Zwischenraumwinkel der zweiten
Stufe in der zweiten Stufe der positiven Seite zum Verhindern eines
Arbeitens der Vorrichtung 13 großer Reibung, wenn winzige Torsionsschwingungen
eingegeben werden.
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Nachfolgend
werden die Beziehungen zwischen Zwischenraumwinkeln θ1n bis θ4n der in 10 dargestellten
Dämpfungsvorrichtung
beschrieben. Die Zwischenraumwinkel werden hier beschrieben unter
Betrachtung ausgehend von der keilverzahnten Nabe 3 hin
zum Eingangsdrehelement 2 in der R1-Richtung. Der erste
Zwischenraumwinkel θ1n
des ersten Anschlags 9 ist der Winkelbereich, über welchen
die ersten Federn 7 in der Drehrichtung zusammengedrückt werden,
und der vierte Zwischenraumwinkel θ4n des zweiten Anschlags 10 ist der
Winkelbereich, über
welchen die zweiten Federn 8 in der Drehrichtung zusammengedrückt werden. Die
Summe aus dem ersten Zwischenraumwinkel θ1n und dem vierten Zwischenraumwinkel θ4n ist der maxi male
Verdrehungswinkel der gesamten Kupplungsscheibenanordnung 1,
wenn diese als Dämpfungsvorrichtung
in der negativen Richtung arbeitet. Der Wert, welcher erhalten wird,
wenn die Differenz zwischen dem ersten Zwischenraumwinkel θ1n und dem
zweiten Zwischenraumwinkel θ2n
von dem dritten Zwischenraumwinkel θ3n subtrahiert wird, ist der Betrag
eines negativseitigen Zwischenraumwinkels θACn der zweiten Stufe, wie
in 18 dargestellt. Der negativseitige Zwischenraumwinkel θACn der zweiten
Stufe verhindert ein Arbeiten der Vorrichtung 13 großer Reibung,
wenn winzige Torsionsschwingungen eingegeben werden, während die
Dämpfungsvorrichtung
in der zweiten Stufe auf der negativen Seite der Torsionscharakteristik
arbeitet. Der Betrag des negativseitigen Zwischenraumwinkels θACn der
zweiten Stufe bei diesem Ausführungsbeispiel beträgt 0,2 Grad,
was viel kleiner ist als beim Stand der Technik; ein Winkel von
0,15 bis 0,25 Grad ist bevorzugt. Der negativseitige Zwischenraumwinkel θACn der
zweiten Stufe kann auf einem hohen Genauigkeitsgrad gehalten werden,
da er zwischen den Stiften 62, welche als Befestigungselemente
dienen, die in der Axialrichtung verlaufen, und Löchern 69 im Nabenflansch 6 gebildet
wird. Folglich können
kleine Winkel von weniger als 1 Grad erreicht werden. Es ist auch
möglich,
dass die Löcher 69 eine
Form aufweisen, in welche ein Abschnitt eingekerbt wurde.
-
Die
vorliegende Erfindung kann auch in einer Struktur verwendet werden,
in welcher ein negativseitiger Zwischenraumwinkel θACn der
zweiten Stufe zwischen der Reibplatte 11 und den zweiten
Federn 8 vorgesehen ist. Wie in 15 dargestellt,
ist die Vorrichtung 15 kleiner Reibung zwischen dem Eingangsdrehelement 2 und
der keilverzahnten Nabe 3 vorgesehen. Die Vorrichtung 15 kleiner
Reibung ist derart aufgebaut, dass ein Gleiten immer auftritt, wenn
das Eingangsdrehelement 2 und die keilverzahnte Nabe 3 relativ
zueinander drehen. Bei diesem Ausführungsbeispiel umfasst die
Vorrichtung 15 kleiner Reibung im Wesentlichen die erste
Reibscheibe 79 und die dritte Reib scheibe 85,
jedoch ist es auch möglich,
andere Elemente zu verwenden. Ferner ist es in Abhängigkeit
von der Situation bevorzugt, dass das durch die Vorrichtung 15 kleiner
Reibung erzeugte Hysterese-Drehmoment möglichst klein ist.
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Nachfolgend
ist die Wirkungsweise der Dämpfungsvorrichtung
der Kupplungsscheibenanordnung 1 unter Verwendung einer
Vielzahl von mechanischen Schaltbildern genau erläutert. 10 bis. 14 werden
verwendet zum Erläutern
der Wirkungsweise der Elemente sowie der Beziehungen zwischen den
Elementen, wenn die keilverzahnte Nabe 3 in der R2-Richtung
bezüglich
des Eingangsdrehelements 2 derart verdreht wird, dass die
Dämpfungsvorrichtung
auf der positiven Seite (rechte Seite in 20) der
Torsionscharakteristik arbeitet. 15 bis 19 werden
verwendet zum Erläutern
der Wirkungsweise der Elemente und der Beziehungen zwischen den
Elementen, wenn das Ausgangsdrehelement in der R1-Richtung bezüglich des
Eingangsdrehelements 2 derart verdreht wird, dass die Dämpfungsvorrichtung
auf der negativen Seite (linke Seite in 20) der
Torsionscharakteristik arbeitet.
-
Wie
aus 10 ersichtlich, wird, wenn die keilverzahnte Nabe 3 in
der R2-Richtung bezüglich des
Eingangsdrehelements 2 ausgehend von dem in 10 dargestellten
Neutralzustand verdreht wird, das Eingangsdrehelement 2 in
der R1-Richtung, das heißt,
der Drehantriebsrichtung, bezüglich
der keilverzahnten Nabe 3 verdreht. 11 zeigt
den Zustand, welcher erhalten wird, wenn die keilverzahnte Nabe 3 um
3 Grad bezüglich
des Eingangsdrehelements 2 in der R2-Richtung ausgehend
von dem in 10 dargestellten Zustand gedreht
wird. Während dieser
Verschiebung werden die ersten Federn 7 in der Drehrichtung
zwischen der keilverzahnten Nabe 3 und dem Nabenflansch 6 zusammengedrückt, und es
tritt ein Gleiten in der Vorrichtung 15 kleiner Reibung
auf, was zu einer Torsionscharakteristik mit niedriger Steifigkeit
und niedrigem Hysterese-Drehmoment führt. Die Zwischenraumwinkel
des ersten Anschlags 9 und des dritten Anschlags 12 verringern sich
beide um 3 Grad. Wenn die keilverzahnte Nabe 3 weiter ausgehend
von dem in 11 dargestellten Zustand um
4,5 Grad bezüglich
des Eingangsdrehelements 2 verdreht wird, so erfolgt eine
Verschiebung der Vorrichtung in den in 12 dargestellten
Zustand. Auch während
dieser Verschiebung werden die ersten Federn 7 in der Drehrichtung
zwischen der keilverzahnten Nabe 3 und dem Nabenflansch 6 zusammengedrückt, und
es tritt ein Gleiten in der Vorrichtung 15 kleiner Reibung
auf. In 12 berühren die keilverzahnte Nabe 3 und
die Reibplatten 11 einander mittels des dritten Anschlags 12,
da die keilverzahnte Nabe über
den vollen Bereich des zweiten Zwischenraumwinkels θ2p in der
R2-Richtung ausgehend
von dem in 10 dargestellten Neutralzustand
verdreht wurde. Hier ist ein Zwischenraumwinkel, welcher gleich
der Differenz zwischen dem ersten Zwischenraumwinkel θ1p des ersten
Anschlags 9 und dem zweiten Zwischenraumwinkel θ2p des dritten
Anschlags 12 ist, im ersten Anschlag 9 gesichert. Wenn
die keilverzahnte Nabe 3 um 0,5 Grad (θ1p – θ2p) in der R2-Richtung relativ
zum Eingangsdrehelement 2 ausgehend von dem in 12 dargestellten Zustand
verdreht wird, so erfolgt eine Verschiebung der Vorrichtung in den
in 13 dargestellten Zustand. Während dieser Verschiebung tritt
ein Gleiten in der Vorrichtung 13 großer Reibung auf, und es wird ein
großes
Hysterese-Drehmoment erzeugt. Folglich wird ein Bereich einer niedrigen
Steifigkeit und eines hohen Hysterese-Drehmoments am Ende des Bereichs einer
niedrigen Steifigkeit und eines niedrigen Hysterese-Drehmoments
gebildet. Dabei drehen die Reibplatten 11 und 11' einstückig mit
der keilverzahnten Nabe 3 und bewegen sich in der R2-Richtung
bezüglich
des Nabenflansches 6. Anders ausgedrückt, bewegen sich die Stifte 62 in
der R2-Richtung in den Löchern 69 und
schlagen gegen die R2-Seite der Löcher 69 (8)
an. In 13 schlagen die Außenzähne 55 der
keilverzahnten Nabe 3 und die Innenzähne 59 des Nabenflansches 6 im
ersten Anschlag 9 gegeneinander an, und die Stifte 62 schlagen
gegen die R2-Seiten der Löcher 69 im
vierten Anschlag 14 an. So existiert kein Drehzwischenraum
mehr zwischen den Reibplatten 11 und dem Nabenflansch 6. In 13 können die
ersten Federn 7 nicht weiter zusammengedrückt werden,
da die Zähne
des ersten Anschlags 9 gegeneinander anschlagen. Wenn die keilverzahnte
Nabe 3 noch weiter in der R2-Richtung ausgehend von dem
in 13 dargestellten Zustand relativ zum Eingangsdrehelement 2 verdreht
wird, so erfolgt eine Verschiebung der Vorrichtung in den in 14 dargestellten
Zustand. Während
dieser Verschiebung drückt
der Nabenflansch 6 die zweiten Federn 8 gegen
das Eingangsdrehelement 2 zusammen. Hier wird Reibung in
der Vorrichtung 13 großer Reibung
erzeugt, da ein Gleiten zwischen den Reibplatten 11 und
dem Eingangsdrehelement 2 auftritt. Folglich wird eine
Charakteristik mit hoher Steifigkeit und hohem Hysterese-Drehmoment
erhalten.
-
Bei
diesem Winkel in der zweiten Stufe existiert kein zwischen den Reibplatten 11 und
dem Nabenflansch 6 gesicherter Drehzwischenraum. Folglich
wirkt, wenn die Torsionsschwingungen eingegeben werden, die Federkraft
der zweiten Federn 8 auf die Reibplatten 11 unmittelbar
bei einer Ausdehnung der zweiten Federn 8 ausgehend von
deren zusammengedrückten
Zustand und bewirken ein Auftreten eines Gleitens in der Vorrichtung 13 großer Reibung.
-
Nachfolgend
wird die Wirkungsweise der Dämpfungsvorrichtung
für einen
Fall erläutert,
in welchem die keilverzahnte Nabe 3 in der R1-Richtung bezüglich des
Eingangsdrehelements 2 ausgehend von dem in 15 dargestellten
Neutralzustand verdreht wird. In diesem Fall erfolgt ein Verdrehen
des Eingangsdrehelements 2 in der R2-Richtung, das heißt, in der
Richtung entgegengesetzt zur Drehantriebsrichtung, bezüglich der
keilverzahnten Nabe 3. Wenn die keilverzahnte Nabe 3 um
1 Grad in der R1-Richtung bezüglich
des Eingangsdrehelements 2 ausgehend von dem in 15 dargestellten
Zustand verdreht wird, so erfolgt eine Verschiebung der Vorrichtung
in den in 16 dargestellten Zustand. Während dieser
Verschiebung werden die ersten Federn 7 in der Drehrichtung
zwischen der keilverzahnten Nabe 3 und dem Nabenflansch 6 zusammengedrückt. Es
tritt ein Gleiten in der Vorrichtung 15 kleiner Reibung
auf, was zu einer Charakteristik mit niedriger Steifigkeit und niedrigem
Hysterese-Drehmoment führt.
In 16 verringern sich die Zwischenraumwinkel sowohl
des ersten Anschlags 9 als auch des dritten Anschlags 12 um
1 Grad. Wenn die keilverzahnte Nabe 3 um 1 Grad weiter
in der R1-Richtung bezüglich
des Eingangsdrehelements 2 ausgehend von dem in 16 dargestellten
Zustand verdreht wird, so erfolgt eine Verschiebung in den in 17 dargestellten
Zustand. Auch während
dieser Verschiebung werden die ersten Federn 7 zwischen der
keilverzahnten Nabe 3 und dem Nabenflansch 6 zusammengedrückt, und
es tritt ein Gleiten in der Vorrichtung 15 kleiner Reibung
auf. In 17 berühren die keilverzahnte Nabe
und die Reibplatten 11 und 11' einander mittels des dritten Anschlags 12,
da die keilverzahnte Nabe über
den Gradbereich des zweiten Zwischenraumwinkels θ2n in der R1-Richtung ausgehend
von dem in 15 dargestellten Neutralzustand
verdreht wurde. Hier ist ein Zwischenraumwinkel, welcher gleich
der Differenz zwischen dem ersten Zwischenraumwinkel θ1n des ersten
Anschlags 9 und dem zweiten Zwischenraumwinkel θ2n des dritten
Anschlags 12 ist, im ersten Anschlag 9 gesichert.
Wenn die keilverzahnte Nabe 3 um 0,5 Grad (θ1n – θ2n) in der
R1-Richtung bezüglich
des Eingangsdrehelements 2 ausgehend von dem in 17 dargestellten
Zustand verdreht wird, so erfolgt eine Verschiebung in den in 18 dargestellten
Zustand. Während
dieser Verschiebung tritt ein Gleiten in der Vorrichtung 13 großer Reibung
auf, und es wird ein großes
Hysterese-Drehmoment erzeugt. Folglich wird ein Bereich einer niedrigen
Steifigkeit und eines hohen Hysterese-Drehmoments am Ende des Bereichs
einer niedrigen Steifigkeit und eines niedrigen Hysterese-Drehmoments
gebil det. Dabei drehen die Reibplatten 11 einstückig mit
der keilverzahnten Nabe 3 und bewegen sich in Drehrichtung
bezüglich
des Nabenflansches 6. Anders ausgedrückt, bewegen sich die Stifte 62 in
der R1-Richtung in den Löchern 69.
In 18 berühren
die keilverzahnte Nabe 3 und der Nabenflansch 6 einander im
ersten Anschlag 9, so dass die ersten Federn 7 nicht
weiter zusammengedrückt
werden können.
In dem in 18 dargestellten Zustand ist
der negativseitige Zwischenraumwinkel θACn (0,2 Grad) der zweiten
Stufe im vierten Anschlag 14 (9) gebildet.
Wie erwähnt,
ist der negativseitige Zwischenraumwinkel θACn der zweiten Stufe der Winkel,
welcher erhalten wird, wenn die Differenz zwischen dem ersten Zwischenraumwinkel θ1n und dem
zweiten Zwischenraumwinkel θ2n
von dem dritten Zwischenraumwinkel θ3n subtrahiert wird. Wenn die
keilverzahnte Nabe 3 noch weiter in der R1-Richtung bezüglich des
Eingangsdrehelements 2 ausgehend von dem in 18 dargestellten
Zustand verdreht wird, so erfolgt eine Verschiebung in den in 19 dargestellten
Zustand. Während
dieser Verschiebung werden die zweiten Federn 8 in der
Drehrichtung zusammengedrückt,
und gleichzeitig tritt ein Gleiten in der Vorrichtung 13 großer Reibung
auf. Folglich wird eine Charakteristik mit hoher Steifigkeit und
hohem Hysterese-Drehmoment erhalten. Da die Reibplatten 11 als einzige
Einheit mit dem Nabenflansch 6 drehen, ist der negativseitige
Zwischenraumwinkel θACn
der zweiten Stufe während
der Verschiebung von dem in 18 dargestellten
Zustand zu dem in 19 dargestellten Zustand im
vierten Anschlag 14 weiterhin gesichert. Wenn sich die
Vorrichtung in dem in 19 dargestellten Zustand befindet
und Torsionsschwingungen eingegeben werden, so erfolgt ein wiederholtes
Ausdehnen der zweiten Federn 8 ausgehend von ihrem zusammengedrückten Zustand sowie
ein wiederholtes Zurückkehren
in ihren zusammengedrückten
Zustand. Wenn sich die zweiten Federn 8 ausdehnen, so wirkt
die Federkraft der zweiten Federn 8 nicht auf die Reibplatten 11 innerhalb des
Bereichs von θACn,
so dass ein Gleiten in der Vorrichtung 13 großer Reibung
nicht auftritt. So dient der negativseitige Zwischenraumwinkel θACn der zweiten
Stufe als eine Reibungsunterdrückungsvorrichtung,
welche ein Auftreten eines Gleitens in der Vorrichtung 13 großer Reibung
verhindert, wenn winzige Torsionsschwingungen auftreten, während die Dämpfungsvorrichtung
in der zweiten Stufe auf der negativen Seite der Torsionscharakteristik
arbeitet.
-
Nachfolgend
werden Änderungen
anhand der in 20 dargestellten Torsionskennlinien
genau beschrieben, welche in der Torsionscharakteristik der Kupplungsscheibenanordnung 1 in
Reaktion auf verschiedene Typen von Torsionsschwingungen auftreten.
Wenn Torsionsschwingungen mit einer großen Amplitude, wie etwa Längsschwingungen
des Fahrzeugs, auftreten, so schwankt die Dämpfungsvorrichtung wiederholt
zwischen den zweiten Stufen auf der positiven Seite und der negativen
Seite der Torsionscharakteristik. In einem solchen Fall werden die Längsschwingungen
des Fahrzeugs durch das hohe Hysterese-Drehmoment der zweiten Stufen
sofort gedämpft.
-
Nachfolgend
sei ein Fall betrachtet, in welchem die Motorverbrennungsschwankungen
ein Liefern winziger Torsionsschwingungen an die Kupplungsscheibenanordnung 1 beispielsweise
bei Verzögern
des Fahrzeugs durch eine Motorbremsung bewirken. In diesem Fall
können,
wie in 21 dargestellt, die keilverzahnte
Nabe 3 und das Eingangsdrehelement 2 innerhalb
des Bereichs eines negativseitigen Zwischenraumwinkels θACn der
zweiten Stufe relativ zueinander drehen, ohne dass die Vorrichtung 13 großer Reibung
arbeitet. Das heißt,
innerhalb der Grenzen eines Zwischenraumwinkels θACn auf der Torsionskennlinie
arbeiten die zweiten Federn 8, jedoch gleitet die Vorrichtung 13 großer Reibung
nicht. Innerhalb des Bereichs von Verdrehungswinkeln, dargestellt
durch θACn,
wird ein Hysterese-Drehmoment
HAC erhalten, welches kleiner ist als ein
Hysterese-Drehmoment
H2 der zweiten Stufe. Es ist bevorzugt,
dass das Hysterese-Drehmoment HAC etwa ein Zehntel
des Betrags des Hysterese-Drehmoment H2 beträgt. So kann
aufgrund der Tatsache, dass ein Drehzwischenraum, welcher ein Arbeiten
der Vorrichtung 13 gorßer
Reibung innerhalb eines vorbestimmten Winkelbereichs verhindert,
auf der negativen Seite der Torsionscharakteristik vorgesehen ist, die
Spitze verringert werden, welche bei der Resonanzdrehzahl auftritt,
wenn Motorverbrennungsschwankungen infolge einer Verzögerung durch
eine Motorbremsung auftreten.
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Ein
Drehzwischenraum, welcher ein Arbeiten einer Vorrichtung 13 großer Reibung
innerhalb eines vorbestimmten Winkelbereichs verhindert, wurde nicht
auf der positiven Seite der Torsionscharakteristik vorgesehen. Folglich
tritt eine Verschlechterung des Geräusch- und Schwingungsverhaltens
in der Nähe
der Resonanzdrehzahl beim FF-Fahrzeug nicht auf, wo eine Resonanzspitze
häufig
im Bereich praktischer Motordrehzahlen bleibt. So wird das Geräusch- und
Schwingungsverhalten sowohl während einer
Beschleunigung als auch während
einer Verzögerung
verbessert durch Sichern eines Drehzwischenraums, welcher ein Arbeiten
der Reibungsvorrichtung innerhalb eines vorbestimmten Winkelbereichs
lediglich auf einer Seite, das heißt, der positiven oder der
negativen Seite der Torsionscharakteristik verhindert.
-
Die
Dämpfungsvorrichtung
der vorliegenden Erfindung kann auf Vorrichtungen angewandt werden,
welche von Kupplungsscheibenanordnungen verschieden sind. Beispielsweise
kann sie auf eine Dämpfungsvorrichtung
angewandt werden, welche zwei Schwungräder in einer Drehrichtung elastisch verbindet.
-
Nachfolgend
ist ein Arbeitsbeispiel beschrieben.
-
Der
Geräuschpegel
wurde für
einen Fall verglichen, in welchem die Dämpfungsvorrichtung der vorliegenden
Erfindung in einem FF-Fahrzeug verwendet wurde, und für einen
Fall, in welchem eine Dämpfungsvorrichtung
mit einer anderen Struktur in einem FF-Fahrzeug verwendet wurde.
-
(1) Schwingungspegel während einer
Beschleunigung
-
Der
obere Graph von 22 zeigt die Änderung
der Getriebedrehzahländerung,
dargestellt durch ΔNM,
bezüglich
der Motordrehzahl, dargestellt durch NE, bei einem Beschleunigen
mit einer weit geöffneten
Drosselklappe im vierten Gang. Der untere Graph von 22 zeigt
die Änderung
des Übertragungsverhältnisses,
dargestellt durch ΔNM/ΔNE, bezüglich der
Motordrehzahl (NE) bei einem Beschleunigen mit weit geöffneter
Drosselklappe im vierten Gang. Die dicke Strichlinie auf dem Graphen
stellt die Änderung
der Motordrehzahl dar und die Zweipunktstrichlinie stellt eine herkömmliche
Struktur dar (das heißt,
eine Struktur, bei welcher ein Drehzwischenraum, welcher einen sehr
kleinen Verdrehungswinkel einnimmt, auf der positiven Seite der
Torsionscharakteristik ausgebildet ist). Bei der herkömmlichen
Struktur erscheint eine große
Resonanzspitze in der Nähe einer
Motordrehzahl von 2000 UPM, was anzeigt, dass ein hoher Geräuschpegel
auftritt.
-
Ein
erstes Arbeitsbeispiel und ein zweites Arbeitsbeispiel einer erfindungsgemäßen Struktur
(das heißt,
einer Struktur, bei welcher ein Drehzwischenraum, der einen sehr
kleinen Verdrehungswinkel einnimmt, nicht auf der positiven Seite
der Torsionscharakteristik ausgebildet ist, sondern auf der negativen Seite
existiert) sind mittels einer Einpunktstrichlinie bzw. einer Volllinie
dargestellt. Bei der Struktur des ersten Arbeitsbeispiels (Einpunktstrichlinie)
ist das Hysterese-Drehmoment verhältnismäßig klein, und die Spitze am
Resonanzpunkt ist kleiner als die der herkömmlichen Struktur. So ist,
wie im unteren Graphen von 22 dargestellt,
das Übertragungsverhältnis überall 1 oder
weniger, mit Ausnahme des Resonanz punkts. Selbst am Resonanzpunkt
ist jedoch das Übertragungsverhältnis kleiner
das der herkömmlichen
Struktur. Bei der Struktur des zweiten Arbeitsbeispiels (Volllinie)
ist das Hysterese-Drehmoment verhältnismäßig groß und die Spitze am Resonanzpunkt
verschwindet beinahe, so dass die Getriebedrehzahländerung
beinahe mit der Motordrehzahländerung übereinstimmt.
Folglich ist, wie im unteren Graphen von 20 dargestellt,
das Übertragungsverhältnis gleich 1 oder
weniger über
beinahe den gesamten Verlauf und beträgt annähernd 1 oder weniger
selbst in der Nähe
des Resonanzpunkts.
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Daher
kann, verglichen mit einer herkömmlichen
Struktur, eine erfindungsgemäße Struktur
die Änderung
der Getriebedrehzahl, das heißt,
den Geräuschpegel,
während
einer Beschleunigung in einem FF-Fahrzeug stark verringern.
-
(2) Schwingungspegel während einer
Verzögerung
-
Der
obere Graph von 23 zeigt die Änderung
der Getriebedrehzahländerung
(ΔNM) bezüglich der
Motordrehzahl (NE) bei einem Verzögern mit vollständig geschlossener
Drosselklappe im vierten Gang. Der untere Graph von 23 zeigt
die Änderung
des Übertragungsverhältnisses
(ΔNM/ΔNE) bezüglich der
Motordrehzahl (NE) bei Verzögern
mit einer vollständig
geschlossenen Drosselklappe im vierten Gang. Die dicke Strichlinie
auf dem Graphen stellt die Änderung
der Motordrehzahl dar. Ein erstes Arbeitsbeispiel und ein zweites
Arbeitsbeispiel einer Struktur, bei welcher ein Drehzwischenraum,
der einen sehr kleinen Verdrehungswinkel einnimmt, nicht auf der
negativen Seite der Torsionscharakteristik ausgebildet ist, sind
mittels einer Einpunktstrichlinie bzw. einer Volllinie dargestellt.
Die Struktur des ersten Arbeitsbeispiels (Einpunktstrichlinie) weist
ein verhältnismäßig kleines
Hysterese-Drehmoment auf, und die Struktur des zweiten Arbeitsbeispiels
(Volllinie) weist ein verhältnismäßig großes Hysterese-Drehmoment
auf. Bei beiden Arbeitsbeispielen ist die Getriebedrehzahländerung
etwas kleiner bezüglich
der Motordrehzahländerung.
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Die
Zweipunktstrichlinie stellt eine erfindungsgemäße Struktur dar und weist einen
Drehzwischenraum auf der negativen Seite der Torsionscharakteristik
auf, welcher einen sehr kleinen Verdrehungswinkel einnimmt. Bei
dieser Struktur wird die Getriebedrehzahländerung bezüglich der Motordrehzahländerung
stark verringert. Anders ausgedrückt, das Übertragungsverhältnis wird
im Vergleich zu herkömmlichen
Strukturen stark verringert. Die Verringerung ist besonders ausgeprägt zwischen
2000 und 4000 UPM. Daher kann, verglichen mit anderen Strukturen,
die erfindungsgemäße Struktur
die Drehzahländerung
des Getriebes, das heißt,
den Geräuschpegel,
während
eines Verzögerns
in einem FF-Fahrzeug stark verringern.
-
(3) Zusammenfassung der
Versuchsergebnisse
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Basierend
auf dem oben präsentierten
Versuchsergebnissen unterdrückt
die vorliegende Erfindung den Geräuschpegel während einer Verzögerung durch
Sichern eines winzigen Drehzwischenraumwinkels auf der linken bzw.
negativen Seite der Torsionscharakteristik in derselben Weise wie
beim Stand der Technik und verringert bzw. beseitigt ebenfalls die
während
einer Beschleunigung auftretende Resonanzspitze durch Beseitigen
des winzigen Drehzwischenraumwinkels auf der positiven Seite der
Torsionscharakteristik, was ein Merkmal ist, welches sich vom Stand
der Technik unterscheidet. Folglich wird das Geräusch- und Schwingungsverhalten sowohl während einer
Beschleunigung als auch während
einer Verzögerung
verbessert, und es wird ein besseres Gesamtschwingungsdämpfungsverhalten erreicht.
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Nachfolgend
sind die Wirkungen der Erfindung beschrieben.
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Eine
erfindungsgemäße Dämpfungsvorrichtung
weist einen Drehzwischenraum zum Verhindern des Arbeitens der Reibungsvorrichtung
lediglich auf einer Seite, das heißt, der positiven oder der
negativen Seite, von deren Torsionscharakteristik auf. Daher kann
das Geräusch-
und Schwingungsverhalten sowohl bei einer Beschleunigung als auch
bei einer Verzögerung
verbessert werden durch Vorsehen eines Drehzwischenraums zum Verhindern
des Arbeitens der Reibungsvorrichtung auf lediglich der positiven
Seite oder der negativen Seite der Torsionscharakteristik in Übereinstimmung
mit den spezifischen Eigenschaften des Fahrzeugs.
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Die
Ausdrücke
bezüglich
des Grades, wie etwa „im
Wesentlichen", „etwa" und „annähernd", welche hier verwendet
werden, bedeuten einen angemessenen Betrag einer Abweichung des
modifizierten Ausdrucks, so dass das Endergebnis nicht wesentlich
geändert
wird. Diese Ausdrücke
sollten betrachtet werden als Ausdrücke, welche eine Abweichung
von mindestens +/– 5%
des modifizierten Ausdrucks beinhalten, wenn diese Abweichung die Bedeutung
des Wortes, welches sie modifiziert, nicht aufhebt.
-
Die
Anmeldung beansprucht Priorität
der japanischen Patentanmeldung Nr. 2001-67421. Die gesamte Offenbarung
der japanischen Patentanmeldung Nr. 2001-67421 ist hierin durch
Verweis enthalten.
-
Zusammenfassend
betrifft die vorliegende Erfindung eine Kupplungsscheibenanordnung,
welche ein Eingangsdrehelement 2, eine keilverzahnte Nabe 3,
einen Dämpfungsabschnitt 4,
eine Reibungsvorrichtung 13 und eine Reibungsunterdrückungsvorrichtung
umfasst. Der Dämpfungsabschnitt 4 umfasst
zweite Federn 8 und eine Torsionscharakteristik mit einer
positiven Seite entsprechend dem in einer Drehantriebsrichtung bezüglich der
keilverzahnten Nabe 3 verdrehten Eingangsdrehelement 2 und
einer negativen Seite entsprechend dem in einer entgegengesetzten Richtung
verdrehten Eingangsdrehelement 2. Die Reibungsvorrichtung 13 kann Reibung
erzeugen, wenn das Eingangsdrehelement 2 und die keilverzahnte
Nabe 3 eine Relativdrehung ausführen und die zweiten Federn 8 eine
Federkraft ausüben.
Die Reibungsunterdrückungsvorrichtung sichert
einen Drehzwischenraum θACn
auf lediglich der positiven oder der negativen Seite, wobei ein
Wirken der zweiten Feder 8 auf die Reibungsvorrichtung innerhalb
eines vorbestimmten Winkelbereichs verhindert wird.
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Während lediglich
ausgewählte
Ausführungsbeispiele
gewählt
wurden, um die vorliegende Erfindung zu erläutern, ist es für Fachleute
auf diesem Gebiet anhand der vorliegenden Offenbarung klar, dass
verschiedene Änderungen
und Abwandlungen daran vorgenommen werden können, ohne von dem Umfang der
Erfindung, welcher in den beiliegenden Ansprüchen definiert ist, abzuweichen. Ferner
dient die vorhergehende Beschreibung der erfindungsgemäßen Ausführungsbeispiele
lediglich der Veranschaulichung und hat nicht den Zweck, die Erfindung
einzuschränken,
welche durch die beiliegenden Ansprüche und deren Äquivalente
definiert ist.