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Reibungsschwingungsdämpfer, insbesondere für Fahrzeugfederungen Schwingungsdämpfer
werden parallel zu Federungssystemen, insbesondere solchen von Fahrzeugen, eingebaut.
Sie sollen die durch Stöße angeregten Schwingungen des Schwingungssystems, das durch
die Feder und die durch sie verbundenen Massen gebildet wird, in angemessener Zeit
abklingen lassen. Die prozentuale Dämpfung, wie das Verhältnis der vernichteten
oder Dämpfungsarbeit bei einer Vollschwingung zu der elastischen Arbeit genannt
wird, soll dabei möglichst unabhängig von der Schwingungsamplitude sein, damit auch
große Amplituden in der gewünschten Zeit abklingen, andererseits aber bei kleinen
Impulsen nicht eine Schwelle entsteht, unterhalb deren die Federung nicht anspricht
und Erschütterungen ungeschwächt hindurchläßt.
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Zur Lösung dieser Aufgabe sind hydraulische Schwingungsdämpfer bekannt,
die von Natur aus eine mit der Amplitude wachsende Dämpfung aufweisen. Es sind auch
hydraulische Schwingungsdämpfer bekannt, bei denen die Dämpfung durch Ventilsysteme
mit mehr oder weniger guter Annäherung bei allen Amplituden gleichgehalten werden
soll. Solche Schwingungsdämpfer sind indessen verwickelt und teuer.
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Endlich sind auch mechanisch wirkende Reibungsschwingungsdämpfer bekanntgeworden,
bei denen ein Reibglied, das mit einer der gegeneinanderschwingenden Massen verbunden
ist, auf einem mit der anderen Masse verbundenen Glied reibt, wobei die beiden Glieder
zwecks Erzeugung der Reibkraft mit einer konstanten Kraft, z. B. der einer gespannten
Feder, gegeneinandergedrückt werden. Solche Reibungsschwingungsdämpfer sind zwar
einfach im Aufbau. Ihre Dämpfung fällt aber hyperbolisch mit der Amplitude ab. Stellt
man die Reibkraft solcher Dämpfer so ein, daß sie bei größeren Amplituden eine ausreichende
Dämpfung ergeben, so blockieren sie die Federung bei kleinen Stößen.
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Als vereinfachte Ausbildung sind auch Reibungsstoßdämpfer bekannt,
deren Reibflächen keilförmig angeordnet sind. Die mit Federn abgestützten Gegenflächen
sind gleichfalls keilförmig geneigt angeordnet und werden mit steigender Amplitude
zunehmend gegen die Federn gedrückt, so daß auch die Reibkraft mit steigender Amplitude
zunimmt. Solche Dämpfer würden zwar theoretisch die gewünschte, von der Amplitude
unabhängige prozentuale Dämpfung bringen. Sie haben aber den Nachteil, daß die Federn
beim Verschieben des Keils zunehmend exzentrisch belastet werden, so daß die Federkraft
wesentlich langsamer als proportional der Amplitude steigt, wodurch die Charakteristik
der Dämpfung verfälscht wird. Auch ist es dabei schwierig, die Anpreßkraft -gleichmäßig
über die Reibfläche zu verteilen. Es entstehen also leicht Kantenpressungen mit
hohem spezifischem Flächendruck, der für die Abnutzung. ungünstig ist und ein Absinken
der Reibziffer zur Folge hat.
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Aufgabe der Erfindung ist die Schaffung eines einfachen Reibungsschwingungsdämpfers,
dessen prozentuale Dämpfung von der Amplitude unabhängig ist und der die Nachteile
des, bekannten Reibungsstoßdämpfers vermeidet.
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Die Erfindung besteht bei einem Reibungsschwingungsdämpfer mit gegeneinandergepreßten
ebenen Reibflächen, von denen jeweils eine mit dem einen der beiden gegeneinander
beweglichen Teile des Schwingungssystems fest verbunden ist, während die andere
an dem anderen Teil quer zur Schwingungsrichtung beweglich gelagert und von einer
Feder beaufsc'hlagt ist, deren Federkraft mit wachsender Schwingurngsamplitudie
selbsttätig zunimmt, darin, daß an dem einen Teil ein einarmiger Hebel angelenkt
ist, der am freien Ende einen Nocken trägt, der auf das Ende der am anderen Teil
gelagerten Feder drückt.
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Die Zeichnung gibt ein Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Reibungsschwingungsdämpfers
wieder. Es zeigt A b b. 1 eine Seitenansicht des Dämpfers im rechten Teil nach der
Linie 1-I der A b b. 3 geschnitten, A b b. 2 eine Stirnansicht des Dämpfers, A b
b. 3 eine Draufsicht auf den Dämpfer, dessen oberer Teil nach der Linie III-III
der A b b. 1 geschnitten ist, und A b b. 4 ein Amplituden-Kräfte-Schaubild des zu
dämpfenden Federsystems.
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Nach den A b b. 1 bis 3 wirkt zwischen den Massen 1 und 2 die nicht
dargestellte Tragfeder, z. B. zwischen dem Drehgestellrahmen und den Achslagern
oder
dem Wagenkasten und dem Drehgestellrahmen eines Brückenfahrzeugs. Das Blechgehäuse
3 ist mit der Masse 1 und der Reibbelagträger 4 mit der Masse 2 gelenkig verbunden.
An dem Reibbelagträger 4 sind beiderseits die Reibbeläge 5 befestigt, z. B. bekannte
Bremsbeläge auf Asbest-Kunstharz-Basis. Die Reibplatten 7 und die Federteller 8
sind an vier Stellen durchbohrt und mit den Bohrungen auf die Führungsbolzen 6 aufgefädelt,
welche durch das Innere des Blechgehäuses 3 hindurchgehen und an diesem befestigt
sind.
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Reibplatten 7 und Federteller 8 sind längs der Führungsbolzen 6 verschieblich
und werden durch die Federn 9 auseinandergedrückt. Dadurch werden die Reibplatten
7 gegen die Reibbeläge 5 gepreßt, während die Federteller 8 an den Nocken 10 ein
Widerlager finden. Die Nocken 10 sitzen auf den Nockenwellen 11, welche am
Lager 12 im Blechgehäuse 3 gelagert sind. Sie sind so geformt, daß sie bei
ihrer Verdrehung aus der Mittellage im positiven oder negativen Sinne den Federteller
8 verhältnisgleich ihrer Verdrehung verschieben. Jede Nockenwelle 11 trägt einen
Hebel 13, der mit seinem gabelförmigen Ende an dem Zapfen 14 des Reibbelagträgers
4 angelenkt ist. Da die Reibbeläge 5 mit der Masse 2 und die Reibplatten 7 mit der
Masse 1 verbunden sind, müssen sie aufeinanderreiben, sobald die Masse 1 und die
Masse 2 gegeneinanderschwingen. Gleichzeitig verdreht der Hebel 13 die Nockenwelle
11 und damit den Nocken 10 bei jeder Schwingung einmal im positiven und einmal im
negativen Sinne, wodurch der Anpreßdruck der Reibplatten 7 über die Feder 9 verhältnisgleich
dem Ausschlag verändert wird.
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Die damit erzielte Wirkung veranschaulicht A b b. 4. Die Linie 15
zeigt die Kennlinie der zu dämpfenden Tragfeder mit der Steifigkeit cl. Bei einer
beliebigen Amplitude r1 ist ihre Spannung auf clrl gestiegen, und ihre elastische
Arbeit beträgt
Der Linienzug 16 zeigt den Verlauf der Reibkraft zwischen Reibbelag 5 und Reibplatte
7, die ebenfalls verhältnisgleich mit dem Ausschlag wächst, beim Erreichen der Amplitude
r1 auf den negativen Wert umspringt, um mit fallendem Ausschlag auf Null zurückzukehren
und bei negativem Ausschlag wieder zu steigen. Ihre Größe beträgt, wenn c2 die Summe
der Federkonstanten der Federn 9, K das Verhältnis vom Weg des Federtellers 8 unter
dem Einfiuß des Nockens 10 zum Ausschlag und a die Reibungsziffer zwischen Reibbelag
5 und der Reibplatte 7 bedeutet, K * c., rc r1 und die Reibungsarbeit
Ad = 2 ,li K . c2 r1=.
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Die Dämpfung ist somit, entsprechend der Erfindungsaufgabe
unabhängig von der Amplitude. Zum Vergleich sind die Reibkraftlinien 17 der bekannten
Reibungsdämpfer mit gleichbleibender Anpreßkraft P eingetragen. Ihre Reibungsarbeit
beträgt A,, = 4 P Y r1 und ihre Dämpfung
sie fällt also mit steigender Amplitude, wobei die Reibkraft, wie A b b. 4 zeigt,
bei kleinen Amplituden größer als die Federkraft ist, die Federung somit blockiert.
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Ein weiterer Vorzug der erfindungsgemäßen Anordnung gegenüber den
bekannten Reibungsschwingungsdämpfern besteht in der gleichmäßigeren Abnutzung der
Reibplatten 7. Die Mittelteile der Reibplatten, die viel häufiger auf den Reibbelägen
5 gleiten als die Endteile, tun dies unter stark vermindertem Anpreßdruck, wodurch
ein Hohlschleifen der Reibplatten 7 vermieden wird.
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Der Linienzug 16 bezieht sich auf eine Anordnung, bei der die Federn
9 in der Mittellage der Hebel 13 gerade entspannt sind. Es ist natürlich auch möglich,
die Feder 9 mit einem geringen Spiel bei Mittellage der Hebel 13 einzubauen. Damit
ergibt sich ein Bereich bis zu der Amplitude rs, in dem die Federung ungedämpft
ist (Linie 18). Entsprechend kann durch Vorspannung der Federn 9 auch in der Mitellage
schon eine kleine Dämpfung aufgebracht werden. Endlich kann auch den Dämpfungskraftlinien
durch entsprechende Formgebung des Nockens 10 ein beliebiger nichtlinearer
Verlauf gegeben werden. Insbesondere kann auch bei Durch- und Rückfederung eine
verschieden große Dämpfkraft eingestellt werden.