DE19522225B4

DE19522225B4 - Torsionsschwingungsdämpfer

Info

Publication number: DE19522225B4
Application number: DE19522225A
Authority: DE
Inventors: Steffen Maier
Original assignee: Schaeffler Technologies AG and Co KG
Current assignee: Schaeffler Technologies AG and Co KG
Priority date: 1994-06-30
Filing date: 1995-06-20
Publication date: 2011-03-24
Anticipated expiration: 2015-06-21
Also published as: BR9503028A; JP3685840B2; DE19522225A1; FR2722260A1; JPH0842594A; US5711407A; FR2722260B1

Abstract

Torsionsschwingungsdämpfer, mit einem Eingangsteil (5, 7) und einem Ausgangsteil (11), zwischen denen zwei in Reihe geschaltete Dämpfer (2, 3) vorgesehen sind, nämlich ein erster Schraubendruckfedern geringerer Steifigkeit aufweisender Dämpfer (2) und ein zweiter Schraubendruckfedern höherer Steifigkeit aufweisender Dämpfer (3), wobei die Schraubendruckfedern (24) des ersten Dämpfers (2) auf einem kleineren Durchmesser als diejenigen (13) des zweiten Dämpfers (3) angeordnet sind, weiterhin die Schraubendruckfedern (24) des ersten Dämpfers (2) zwischen dem Eingangsteil (5, 7) und dem Ausgangsteil (11) einen Gesamtverdrehwinkel (47) von wenigstens 20° ermöglichen und ein maximales Moment (43, 44) erzeugen, das im Bereich von 4 bis 20 Nm liegt, und die Schraubendruckfedern (13) des zweiten Dämpfers (3) einen Verdrehwinkel von wenigstens 15° zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil ermöglichen und eine Verdrehsteifigkeit erzeugen, die im Bereich zwischen 5 und 40 Nm/° liegt, wobei die Schraubenfedern (24) geringerer Steifigkeit des ersten Dämpfers (2) zumindest im nicht beaufschlagten Zustand eine derartige Krümmung besitzen,...

Description

Die Erfindung betrifft einen Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere für Kraftfahrzeugkupplungsscheiben mit einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil, zwischen denen zwei in Reihe geschaltete Dämpfer vorgesehen sind, nämlich ein erster, Schraubendruckfederngeringerer Steifigkeit aufweisender Dämpfer und ein zweiter, Schraubendruckfedern höherer Steifigkeit aufweisender Dämpfer.
Derartige Torsionsschwingungsdämpfer sind beispielsweise durch die US 4 518 071 , die US 4 138 003 , die DE 43 04 778 A1 , die DE 39 34 798 A1 , die DE 41 41 643 A1 und die DE 40 31 762 A1 vorgeschlagen worden. Diese bekannten Torsionsschwingungsdämpfer besitzen einen sogenannten Leerlaufdämpfer bzw. ein Leerlaufsystem und einen sogenannten Hauptdämpfer bzw. ein Lastsystem. Der Leerlaufdämpfer kann dabei bei Überschreitung eines bestimmten Drehmomentes mittels Anschlägen überbrückt werden, so daß bei Fortsetzung einer Relativverdrehung zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers lediglich der Hauptdämpfer wirksam ist. Bei diesen bekannten Konstruktionen ist das Überbrückungsmoment bzw. Anschlagmoment des Vordämpfers im wesentlichen auf die im Leerlaufbetrieb auftretenden Momente ausgelegt. Unter Leerlaufbetrieb ist ein Betrieb zu verstehen, bei dem die zwischen einem Motor und einem Getriebe vorgesehene Kupplung geschlossen ist, das Getriebe sich jedoch in der neutralen Stellung befindet, also kein Gang eingelegt ist und somit auch kein Moment, z. B. auf die Antriebsräder eines Kraftfahrzeuges, übertragbar ist. Für viele Anwendungsfälle haben sich derartige Konstruktionen bewährt. Es gibt jedoch Anwendungsfälle, bei denen diese bekannten Torsionsschwingungsdämpfer störende Geräusche bzw. Schwingungsanregungen nicht voll unterdrücken können.
Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, Torsionsschwingungsdämpfer der eingangs genannten Art zu optimieren und die vorerwähnten Nachteile der bisherigen Konstruktionen zu beseitigen. Weiterhin soll die Anwendungsbreite einer bestimmten Auslegung eines Torsionsschwingungsdämpfers gegenüber den bekannten Torsionsschwingungsdämpfern vergrößert werden. Das bedeutet also, daß für mehrere Anwendungsfälle der gleiche bzw. zumindest ein nur geringfügig abgeänderter Torsionsschwingungsdämpfer einsetzbar sein soll. Weiterhin soll der erfindungsgemäße Torsionsschwingungsdämpfer in besonders einfacher und kostengünstiger Weise herstellbar sein.
Gemäß der Erfindung wird dies dadurch erzielt, daß die Schraubendruckfedern des ersten Dämpfers auf einem kleineren Durchmesser als diejenigen des zweiten Dämpfers angeordnet sind, weiterhin die Schraubendruckfedern des ersten Dämpfers zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil einen Gesamtverdrehwinkel von wenigstens 20° ermöglichen und ein maximales Moment erzeugen, das im Bereich von 4 bis 20 Nm liegt, und die Schraubendruckfedern des zweiten Dämpfers einen Verdrehwinkel von wenigstens 15° zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil ermöglichen und eine Verdrehsteifigkeit erzeugen, die im Vereich zwischen 5 und 40 Nm/° liegt, wobei die Schraubenfedern geringerer Steifigkeit des ersten Dämpfers zumindest im nicht beaufschlagten zustand eine derartige Krümmung besitzen, dass die Längsachse dieser Federn zumindest annähernd mit dem mittleren Einbauradius, auf dem diese Federn innerhalb des ersten Dämpfers angeordnet sind, übereinstimmt und die die gekrümmten Federn des ersten Dämpfers aufnehmenden Bauteile in Umfangsrichtung bogenartig verlaufende Aufnahmetaschen bilden, in denen die gekrümmten Schraubendruckfedern komprimierbar und über ihre Länge radial abstützbar sind. Unter Gesamtverdrehwinkel ist die Summe der beiden Verdrehwinkel zu verstehen, welche die einzelnen Dämpfer sowohl in Zugrichtung als auch in Schubrichtung zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers ermöglichen. Zugbetrieb ist dann vorhanden, wenn der Motor den Antriebsstrang bzw. das Kraftfahrzeug antreibt. Schubbetrieb ist dann vorhanden, wenn das Kraftfahrzeug bzw. der Antriebsstrang den Motor antreibt.
In vorteilhafter Weise kann der erste Dämpfer einen Gesamtverdrehwinkel in der Größenordnung zwischen 20 und 45° aufweisen, wobei es besonders zweckmäßig sein kann, wenn dieser Gesamtverdrehwinkel in der Größenordnung zwischen 25 und 35° liegt. Der zweite Dämpfer kann in vorteilhafter Weise einen Gesamtverdrehwinkel in der Größenordnung zwischen 20 und 30° aufweisen, wobei jedoch für manche Anwendungsfälle auch kleinere oder größere Verdrehwinkel sinnvoll sein können.
Die vorerwähnten von den Kraftspeichern des ersten Dämpfers aufbringbaren maximalen Momente beziehen sich auf die Anwendung in Verbindung mit Personenkraftwagen und Kleintransportern. Bei Verwendung eines erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfers in Verbindung mit einem Lastkraftwagen muß dieses maximale Moment gegebenenfalls vergrößert werden.
Zweckmäßig ist es, wenn der erste Dämpfer eine Verdrehsteifigkeit in der Größenordnung zwischen 0,3 und 1,5 Nm/° aufweist, wobei für manche Anwendungsfälle auch größere oder kleinere Werte zweckmäßig sein können.
Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn der erste Dämpfer über den gesamten Verdrehwinkel bzw. zumindest annähernd über den gesamten Verdrehwinkel einstufig ausgebildet ist. In vorteilhafter Weise kann auch der zweite Dämpfer über den gesamten Verdrehwinkel bzw. zumindest annähernd über den gesamten Verdrehwinkel einstufig ausgebildet sein.
Bei den bekannten Torsionsschwingungsdämpfern mit Leerlauf- und Hauptdämpfer können im Kriechbetrieb eines Fahrzeuges, wie bereits erwähnt, Geräusche bzw. störende Schwingungsanregungen auftreten. Im Kriechbetrieb rollt das Fahrzeug im ersten oder zweiten Gang mit geschlossener Kupplung dahin, wobei der Antriebsmotor praktisch mit Leerlaufdrehzahl bzw. mit geringer Antriebsdrehzahl, also praktisch nicht oder nur mit geringfügig betätigtem Gaspedal arbeitet. Die in einem solchen Betriebszustand auftretenden Geräusche sind vermutlich darauf zurückzuführen, daß in diesem Betriebszustand der Leerlaufdämpfer überbrückt ist und der Hauptdämpfer beansprucht wird, wobei aufgrund der dort vorhandenen verhältnismäßig hohen Verdrehsteifigkeit Resonanz auftreten kann.
Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung eines Torsionsschwingungsdämpfers wird gewährleistet, daß die bei Kriechbetrieb – also Antrieb bzw. Dahinrollen des Fahrzeuges mit geringen Drehzahlen und losgelassenem bzw. nur geringfügig betätigtem Gaspedal – auftretenden Momente durch den ersten Dämpfer, der einen verhältnismäßig großen Relativverdrehwinkel zwischen den entsprechenden Bauteilen ermöglicht und eine flache Federrate aufweist, abgefangen werden. Die flache Kennung bzw. geringe Steifigkeit und der große Verdrehwinkel des ersten Dämpfers ermöglichen den Resonanzpunkt bzw. den Resonanzbereich in Richtung niedrigerer Drehzahlen zu verschieben, vorzugsweise ist der erste Dämpfer derart ausgelegt, daß der Resonanzbereich bzw. die Resonanzdrehzahl unterhalb der Leerlaufdrehzahl des Motors liegt.
Die erfindungsgemäße Ausgestaltung hat weiterhin den Vorteil, daß sowohl der erste als auch der zweite Dämpfer ein verhältnismäßig hohes Anschlagmoment mit einer im Verhältnis zu herkömmlichen Kupplungsscheiben geringen Steigung bzw. Federrate besitzen.
In vorteilhafter Weise kann der Torsionsschwingungsdämpfer derart ausgebildet sein, daß ausgehend von einer Mittellage, also einer Ruhestellung des Torsionsschwingungsdämpfers, der mögliche Relativverdrehwinkel zwischen dem Ausgangsteil und dem Eingangsteil in die eine Relativverdrehrichtung größer ist als in die andere. Zweckmäßig kann es dabei sein, wenn der Relativverdrehwinkel zwischen dem Ausgangsteil und dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers in Zugrichtung größer ist als in Schubrichtung. Der insgesamt mögliche Verdrehwinkel zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers kann in der Größenordnung zwischen 35 und 70° liegen, vorzugsweise in der Größenordnung zwischen 40 und 60°. Das Verhältnis des durch beide Dämpfer ermöglichten maximalen Verdrehwinkels in Zugrichtung zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers zu dem durch beide Dämpfer ermöglichten maximalen Verdrehwinkel in Schubrichtung kann in vorteilhafter Weise in der Größenordnung zwischen 1,2 und 2 liegen.
Gemäß einer weiteren erfindungsgemäßen Ausgestaltungsmöglichkeit kann der von dem ersten Dämpfer zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers ermöglichte maximale Verdrehwinkel bei Beanspruchung des Torsionsschwingungsdämpfers in Zugrichtung größer sein als der mögliche maximale Verdrehwinkel bei einer Beanspruchung in Schubrichtung. In vorteilhafter Weise kann das Verhältnis des möglichen maximalen Verdrehwinkels des ersten Dämpfers in Zugrichtung zu dem möglichen maximalen Verdrehwinkel dieses Dämpfers in Schubrichtung in der Größenordnung zwischen 1,5 und 3 liegen. Für manche Anwendungsfälle kann dieses Verhältnis jedoch auch kleiner oder größer sein.
Für den Aufbau und die Funktion des Torsionsschwingungsdämpfers kann es vorteilhaft sein, wenn das Ausgangsteil ein mit Innenprofil zum Aufsetzen auf eine Getriebewelle versehenes Nabenteil ist, auf dem drehfest das Ausgangsteil des Vordämpfers und ein das Ausgangsteil des Hauptdämpfers bildender Flanschteil mit Innenprofil aufgenommen sind, wobei dieses Innenprofil mit einem Außenprofil des Nabenteiles in Eingriff steht und über diese Profile dem Flanschteil des zweiten Dämpfers gegenüber dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers eine begrenzte Relativverdrehung ermöglicht ist, wobei weiterhin das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers durch zwei axial beabstandete und zwischen sich das Flanschteil des Hauptdämpfers aufnehmende Seitenscheiben gebildet ist.
Eine besonders gedrungene Bauweise des Torsionsschwingungsdämpfers kann dadurch erzielt werden, daß der erste Dämpfer axial zwischen dem Flanschteil des zweiten Dämpfers und einer der das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers bildenden Seitenscheiben angeordnet ist. Das Eingangsteil des ersten Dämpfers kann dabei durch wenigstens ein mit dem Flanschteil des zweiten Dämpfers drehfestes scheibenartiges Bauteil gebildet sein, welches Aufnahmen für die Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweist. Dieses Bauteil kann vorzugsweise aus Kunststoff hergestellt sein.
Das Ausgangsteil des ersten Dämpfers kann in vorteilhafter Weise durch wenigstens ein mit dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers drehfestes, axial zwischen dem das Eingangsteil des ersten Dämpfers bildenden scheibenartigen Bauteil und dem Flanschteil des zweiten Dämpfers angeordnetes ringförmiges Bauteil gebildet sein, welches Aufnahmen für die Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweist. In vorteilhafter Weise kann das Eingangsteil des ersten Dämpfers auch durch zwei ringartige Bauteile gebildet sein, welche mit dem Flanschteil des zweiten Dämpfers in Drehverbindung stehen und ein ringförmiges bzw. scheibenartiges Ausgangsteil zwischen sich aufnehmen. Eine derartige Konstruktion ist durch die DE-OS 34 42 705 bekannt geworden. Weiterhin kann der erste Dämpfer zwei vorzugsweise aus Kunststoff hergestellte ringförmige Bauteile aufweisen, welche zumindest im wesentlichen radial übereinander angeordnet sind und das Eingangsteil sowie das Ausgangsteil bilden. Die ringförmigen Bauteile können dabei längliche in Umfangsrichtung sich erstreckende radial eingebrachte Taschen aufweisen zur Aufnahme der Kraftspeicher.
Für die Funktion, die Lebensdauer und die Montage der Kraftspeicher geringerer Steifigkeit kann es nach der Erfindung besonders vorteilhaft sein, wenn diese im nicht beaufschlagten Zustand eine in Umfangsrichtung gekrümmte Gestalt aufweisen. Diese Federn sind also vor dem Einbau in den Torsionsschwingungsdämpfer, über ihre Längserstreckung betrachtet, gekrümmt. Die Einzelfedern des ersten Dämpfers können dabei eine derartige Vorkrümmung aufweisen, daß die Längsachse dieser Federn zumindest annähernd mit dem mittleren Einbauradius, auf dem diese Federn angeordnet werden, übereinstimmt. Die Längsachse kann jedoch auch eine kleinere oder größere Krümmung als der mittlere Einbauradius aufweisen.
Obwohl es für manche Anwendungsfälle zweckmäßig sein kann, wenn zumindest die im ersten Dämpfer zuerst wirksam werdenden Kraftspreicher im nicht beanspruchten Zustand des Torsionsschwingungsdämpfers bereits eine gewisse Vorspannung aufweisen, ist es für die meisten Anwendungsfälle vorteilhaft, wenn zumindest die zuerst zur Wirkung kommenden Kraftspeicher des ersten Dämpfers eine nur sehr geringe bzw. gar keine Vorspannung aufweisen und somit im eingebauten Zustand zumindest im wesentlichen ihre voll entspannte Länge besitzen. Zweckmäßig kann es auch sein, wenn die Umfangserstreckung der die entsprechenden Kraftspeicher des ersten Dämpfers aufnehmenden Fenster bzw. Vertiefungen im Eingangs- und/oder im Ausgangsteil größer ist als die Umfangserstreckung dieser Kraftspeicher. Sofern die Aufnahmen sowohl des Eingangs- als auch des Ausgangsteils des ersten Dämpfers eine größere Umfangserstreckung als die darin vorgesehenen Kraftspeicher aufweisen, kann ein zumindest geringes Verdrehspiel zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers realisiert werden, in dem keine Kompression der in Umfangsrichtung wirksamen Kraftspeicher stattfindet.
Der erste Dämpfer sollte vorzugsweise zumindest zwei Kraftspeicher aufweisen, welche in vorteilhafter Weise – in Umfangsrichtung betrachtet – gleichmäßig verteilt angeordnet sind. Es können jedoch auch drei, vier oder mehr Kraftspeicher vorgesehen werden.
Für die Funktion des Torsionsschwingungsdämpfers kann es besonders vorteilhaft sein, wenn wenigstens der erste Dämpfer zumindest eine Lastreibscheibe aufweist. In bekannter Weise kann auch der zweite Dämpfer eine Lastreibscheibe oder mehrere Lastreibscheiben besitzen.
Für manche Anwendungsfälle ist es zweckmäßig, wenn wenigstens der erste Dämpfer zumindest eine sogenannte verschleppte Reibungsdämpfung besitzt. Diese Reibungsdämpfung kann durch wenigstens einen Reibring erzeugt werden, der Ansteuerkonturen besitzt, welche mit Verdrehspiel mit Gegenansteuerkonturen zusammenwirken. Diese verschleppte Reibung kann auch im Verdrehwinkelbereich des Hauptdämpfers wirksam bleiben.
Besonders zweckmäßig ist es, wenn der Winkel, der sich ergibt aus der Differenz zwischen dem durch den ersten Dämpfer ermöglichten Gesamtverdrehwinkel und dem Verschleppungswinkel bzw. Freiwinkel des verschleppten Reibringes in der Größenordnung zwischen 10 und 35° liegt. Durch eine derartige Bemessung kann gewährleistet werden, daß die verschleppte Reibung stets einsetzt bevor der erste Dämpfer überbrückt wird. Weiterhin wird dadurch gewährleistet, daß für kleine und mittlere Schwingungen zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers die verschleppte Reibung bzw. der entsprechende Reibring unwirksam bleibt.
In vorteilhafter Weise können die Kraftspeicher des ersten Dämpfers derart angeordnet und abgestützt sein, daß sie eine verdrehwinkelabhängige Reibungsdämpfung erzeugen. Hierfür können sich die vorzugsweise gekrümmten Federn, über ihre Länge betrachtet, mittels der einzelnen Windungen an wenigstens einem entsprechenden Bauteil radial abstützen. Dieses Bauteil kann in vorteilhafter Weise durch das Eingangsteil des ersten Dämpfers gebildet sein. Mit zunehmender Kompression der Federn nimmt die von diesen erzeugte Radialkraft gegen die entsprechende Abstützfläche zu, wodurch auch die Reibungsdämpfung größer wird. Bei einer derartigen Anordnung der Kraftspeicher des ersten Dämpfers können diese Kraftspeicher weiterhin eine drehzahlabhängige Reibungsdämpfung erzeugen, da mit zunehmender Drehzahl die auf die einzelnen Windungen einwirkende Fliehkraft größer wird.
Die zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers wirksame verschleppte Reibung kann in vorteilhafter Weise durch einen verschleppten Reibring erzeugt werden, der im axialen Bereich zwischen dem Außenprofil des Nabenteils und wenigstens einer der Seitenscheiben des Eingangsteils des Torsionsschwingungsdämpfers angeordnet sein kann. Dieser verschleppte Reibring kann in vorteilhafter Weise in Reibeingriff mit der Seitenscheibe sein. Zur Ansteuerung des Reibringes kann dieser Anformungen aufweisen, die mit Spiel mit Ansteuerbereichen zusammenwirken. In vorteilhafter Weise kann der Reibring axiale Ansätze besitzen, die mit Spiel in ein Außenprofil oder in Ausnehmungen des Nabenteils eingreifen. Das Außenprofil kann das gleiche oder ein ähnliches Profil sein, wie das, welches mit dem Innenprofil der Nabenscheibe des Hauptdämpfers zusammenwirkt. Das Verdrehspiel des verschleppten Reibringes ist kleiner als das Verdrehspiel der Nabenscheibe des Hauptdämpfers gegenüber dem Nabenteil.
Der verschleppte Reibring kann in vorteilhafter Weise eine äußere kegelstumpfförmige Fläche aufweisen, welche die benachbarte Seitenscheibe gegenüber dem Nabenteil zentriert. Hierfür kann die entsprechende Seitenscheibe ebenfalls einen kegelstumpfförmigen Bereich angeformt haben. Zweckmäßig ist es weiterhin, wenn das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers gegenüber dem Nabenteil eine begrenzte radiale Verlagerungsmöglichkeit besitzt, und zwar entgegen der Wirkung eines Kraftspeichers. Dieser Kraftspeicher kann in vorteilhafter Weise den Reibring gegen die benachbarte Seitenscheibe beaufschlagen. In vorteilhafter Weise kann dieser Kraftspeicher durch ein tellerfederartiges Bauteil gebildet sein, welches axial verspannt ist zwischen dem Reibring und dem Eingangsteil des ersten Dämpfers.
Es kann von Vorteil sein, wenn die Schraubendruckfedern des ersten Dämpfers ein maximales Moment erzeugen, dass im Bereich von 6 bis 16 Nm liegt. Außerdem kann es vorteilhaft sein, wenn die Schraubendruckfedern des zweiten Dämpfers eine Verdrehsteifigkeit erzeugen, die im Vereich zwischen 10 und 25 Nm/° liegt.
Weitere erfinderische Merkmale und Funktionen sind aus der folgenden Figurenbeschreibung entnehmbar.
Anhand der 1 bis 6 sei die Erfindung näher erläutert.
Dabei zeigt:
1 eine in Ansicht dargestellte Kupplungsscheibe,
2 einen Schnitt gemäß der Linie II-II der 1,
3 die Einzelheit ”A” der 2 im vergrößerten Maßstab,
4 eine im vergrößerten Maßstab dargestellte Teilansicht des ersten Dämpfers betrachtet in Richtung des Pfeiles IV der 2,
5 eine mögliche Torsionskennlinie der Kupplungsscheibe gemäß den 1 bis 3,
6 einen im vergrößerten Maßstab gegenüber der 5 dargestellten Teilbereich der Torsionskennlinie gemäß 5.
Die in den Figuren dargestellte Kupplungsscheibe 1 besitzt einen ersten Dämpfer 2 und einen zweiten Dämpfer 3. Das Eingangsteil der Kupplungsscheibe 1, welches gleichzeitig das Eingangsteil des zweiten Dämpfers bzw. Hauptdämpfers 3 darstellt, ist durch eine Reibbeläge 4 tragende Mitnehmerscheibe 5 sowie eine mit dieser über Abstandsbolzen 6 drehfest verbundene Gegenscheibe 7 gebildet. Das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers 3 ist durch einen Flansch 8 gebildet, der, wie insbesondere aus 3 ersichtlich ist, eine Innenverzahnung 9 aufweist, welche in eine Außenverzahnung 10 eines das Ausgangsteil der Kupplungsscheibe 1 bildenden Nabenkörpers 11 eingreift. Zwischen der Außenverzahnung 10 des Nabenkörpers 11 und der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 ist in Umfangsrichtung ein Zahnflankenspiel vorhanden, welches dem Wirkbereich des ersten Dämpfers 2 entspricht. Zur Aufnahme auf eine Getriebeeingangswelle weist der Nabenkörper 11 weiterhin eine Innenverzahnung 12 auf.
Der zweite Dämpfer 3 besitzt Federn 13, welche in fensterförmigen Ausnehmungen 14, 15 der Mitnehmer- und Gegenscheibe 5, 7 einerseits sowie in fensterförmigen Ausschnitten 16 des Flansches 8 andererseits vorgesehen sind. Zwischen den drehfest miteinander verbundenen Scheiben 5 und 7 und dem Flansch 8 ist eine Relativverdrehung entgegen der Wirkung der Federn 13 möglich. Diese Verdrehung wird durch Anschlag der Abstandsbolzen 6, welche die beiden Scheiben 5 und 7 miteinander verbinden, an den Endkonturen der Ausschnitte 17 des Flansches 8, durch welche sie axial hindurchragen, begrenzt.
Der erste Dämpfer 2 ist axial zwischen dem Flansch 8 und der Mitnehmerscheibe 5 angeordnet. Das Eingangsteil des ersten Dämpfers 2 ist durch ein ringartiges, mit dem Flansch 8 drehfest verbundenes Bauteil 18 gebildet. Axial zwischen dem Bauteil 18 und dem Flansch 8 ist ein scheibenartiger Flansch 20 aufgenommen, der das Ausgangsteil des ersten Dämpfers 2 bildet und mit dem Nabenkörper 11 drehfest verbunden ist. Zwischen dem ring- bzw. scheibenartigen Bauteil 18 und dem Flansch 20 ist eine begrenzte Relativverdrehung entsprechend dem zwischen der Außenverzahnung 10 des Nabenkörpers 1 und der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 vorhandenen Zahnflankenspiels möglich, und zwar – wie in 3 dargestellt – entgegen der Wirkung von in muldenartigen Aufnahmen bzw. in fensterförmigen Ausnehmungen 21 des Bauteiles 18 und in fensterförmigen Ausnehmungen 22 des Flansches 20 vorgesehenen Kraftspeichern in Form von Schraubendruckfedern 24.
Der Flansch 20 des ersten Dämpfers 2 besitzt an seinem Innenrand eine Verzahnung 20a, welche zur Drehsicherung in Bereiche verringerter Höhe der Außenverzahnung 10 eingreifen.
Das ringförmige Bauteil 18 des Vordämpfers 2 ist mit dem Flansch 8 über formschlüssige Steckverbindungen drehfest verbunden. Hierfür weist, wie aus den 2 und 4 ersichtlich ist, das ringförmige Bauteil 18 an seinem Außenumfang axial in Richtung des Flansches 8 des zweiten Dämpfers 3 gerichtete Ansätze bzw. Laschen 25 auf, welche in Ausschnitte 26 des Flansches 8 axial hineinragen. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind diese Ausschnitte 26 mit den Ausschnitten 16 im Flansch 8 zur Aufnahme der Federn 13 des zweiten Dämpfers verbunden. Wie aus 4 ersichtlich ist, erstrecken sich die Aufnahmetaschen 21 in Umfangsrichtung bogenartig und umhüllen bzw. umgreifen bzw. umschließen die Federn 24 in Umfangsrichtung. Die Aufnahmetaschen 21 erstrecken sich – wie aus 3 ersichtlich ist – ausgehend von ihrer dem Flansch 8 zugewandten Seite axial in das Kunststoffteil 18. Die Tiefe der Aufnahmetaschen 21 ist dabei derart ausgelegt, daß die Federn 24 zumindest annähernd vollkommen in dem Kunststoffteil 18 aufgenommen sind. Die in Umfangsrichtung betrachteten Enden der Aufnahmetaschen 21 bilden Anlagebereiche, an denen sich die Federn 24 mit ihren Enden abstützen können. Das das Ausgangsteil des ersten Dämpfers 2 bildende Blechformteil 20 besitzt einen radial sich erstreckenden ringartigen Bereich 20b, der den Nabenkörper 11 umgibt. Am radial äußeren Umfang dieses ringartigen Bereiches 20b sind axial abgebogene Arme 23 vorgesehen. Die axialen Arme 23 sind über den Umfang derart verteilt, daß sie zumindest bei einer Relativverdrehung zwischen dem Kunststoffteil 18 und dem Blechformteil 20 mit den Enden der Kraftspeicher 24 zusammenwirken können, so daß diese Kraftspeicher komprimiert werden. Um eine einwandfreie Beaufschlagung der Kraftspeicher 24 sicherzustellen, erstrecken sich die axialen Arme 23 praktisch über den gesamten Durchmesser der Kraftspeicher 24.
Zur axialen Festlegung des ringförmigen Bauteiles 18 ist eine Tellerfeder 29 axial zwischen dem Flansch 8 und der Seitenscheibe 7 angeordnet, welche sich radial außen an der Scheibe 7 abstützt und radial innen eine Druckscheibe 30, sowie einen zwischen diesem und dem Flansch 8 angeordneten Reibring 31 in Richtung des Flansches 8 beaufschlagt, so daß die zwischen den Seitenscheiben 5, 7 vorhandenen Bauteile 8, 18, 30, 31 axial verspannt werden. Die Vorspannung der Tellerfeder 29 bewirkt weiterhin, daß die Belagträgerscheibe 5, welche auf der anderen Seite des Flansches 8 angeordnet ist, axial in Richtung des Flansches 8 gezogen wird.
Das das Eingangsteil des ersten Dämpfers 2 bildende ring- bzw. scheibenförmige Bauteil 18 ist aus Kunststoff hergestellt, der faserverstärkt sein kann. Die Scheibe 18 ist unmittelbar mit der Belagträgerscheibe 5 in Reibkontakt und dient zur Erzeugung einer Reibungsdämpfung für den zweiten Dämpfer 3. Bei einer Relativverdrehung der Scheiben 5 und 7 gegenüber dem Flansch 8 wird durch den Reibring 31 ebenfalls eine Reibungsdämpfung erzeugt, die dem zweiten Dämpfer 3 zugeordnet ist.
Der zweite Dämpfer 3 kann auch eine sogenannte Lastreibscheibe umfassen, welche mit Federn 13 derart zusammenwirken kann, daß sie zumindest im wesentlichen durch die Rückstellkraft dieser Federn 13 in die winkelmäßige Ausgangslage in bezug auf die Bauteile 8, 5 und 7 zurückgedrängt wird.
Wie insbesondere aus 3 ersichtlich ist, wirkt die Seitenscheibe bzw. die Belagträgerscheibe 5 mit einem Reibring 32 zusammen, der axial zwischen dieser Seitenscheibe 5 und der Außenverzahnung 10 vorgesehen ist. Der Reibring 32 ist auf einer radialen Schulter 33 des Nabenkörpers 11 gelagert und dient gleichzeitig zur Zentrierung des Eingangsteiles 5, 7 der Kupplungsscheibe gegenüber dem Ausgangsteil 11. Hierfür ist der Reibring 32 im Querschnitt betrachtet keilförmig ausgebildet, und zwar derart, daß er eine äußere kegelstumpfförmige Mantelfläche 34 bildet, die mit einer entsprechend angepaßten Gegenfläche 35 der Scheibe 5 zusammenwirkt. Zur Bildung der ebenfalls kegelstumpfförmig ausgebildeten Gegenfläche 35 besitzt die Belagträgerscheibe 5 an ihrem radial inneren Bereich einen ringförmigen in axialer Richtung aufgestellten Abschnitt 36. Der Reibring 32 wird von einem Kraftspeicher in Form einer Tellerfeder 37 axial gegen die Scheibe 5 beaufschlagt. Die Tellerfeder 37 stützt sich radial außen an dem ringförmigen Bauteil 18 ab und beaufschlagt radial innen den Reibring 32. Der Kraftspeicher 37 ist in bezug auf den Kraftspeicher 29 derart abgestimmt, daß er eine geringere axiale Kraft aufbringt als der Kraftspeicher 29, wodurch gewährleistet wird, daß das ringförmige Bauteil 18 in Reibeingriff mit der Scheibe 5 bleibt.
Der Reibring 32 besitzt Anformungen 38 in Form von axialen Nasen bzw. Auslegern, die in die Außenprofilierung des Nabenkörpers 11 eingreifen. Die Anformungen 38 des Reibringes 32 sind dabei – wie aus 4 entnehmbar ist – in Umfangsrichtung derart bemessen, daß sie ein definiertes Verdrehspiel 39 + 40 gegenüber den Außenprofilierungen 10 des Nabenkörpers 11 aufweisen. Durch dieses Spiel 39 + 40 wird dem Reibring 32 eine begrenzte Verdrehung gegenüber dem Nabenkörper 11 ermöglicht. Die Anformungen 38 des Reibringes 32 besitzen also – in Umfangsrichtung betrachtet – eine kleinere winkelmäßige Erstreckung als die Profilierungen 20a des Ausgangsteiles 20 des ersten Dämpfers 2. Die Profilierungen 20a greifen praktisch spielfrei in die Außenverzahnung 10 des Nabenkörpers 11 ein.
Auf der dem Reibring 32 abgewandten Verzahnungsseite ist ein weiterer Kraftspeicher in Form einer Tellerfeder 41 (3) vorgesehen, welche axial verspannt ist zwischen der Seitenscheibe 7 und dem Nabenkörper 11. Die Tellerfeder 41 ist drehfest mit der Seitenscheibe 7 verbunden und stützt sich gegebenenfalls unter Zwischenlegung eines Reibringes 41a an einer axialen Schulter des Nabenkörpers 11 ab. Durch die Tellerfeder 41 wird gewährleistet, daß das Eingangsteil 5 + 7 der Kupplungsscheibe gegenüber dem Nabenkörper 11 axial positioniert gehaltert wird. Die Verspannung der Feder 41 bewirkt, daß die Scheibe 5 axial in Richtung der Außenprofilierung 10 gezogen wird, wodurch wiederum der Reibring 32 axial zwischen der Scheibe 5 und einer axialen Schulter des Nabenkörpers 11 eingespannt wird.
Wie aus 4 ersichtlich ist, sind die Schraubenfedern 24 des ersten Dämpfers 2 verhältnismäßig lang und in Umfangsrichtung der Kupplungsscheibe 1 betrachtet bzw. in Richtung der Längsachse der Federn 24 betrachtet gekrümmt bzw. gebogen. In vorteilhafter Weise können die Federn 24 bereits vor dem Einbau in die Aufnahmen 21 eine gebogene Gestalt in Längsrichtung aufweisen. Dadurch wird die Montage wesentlich vereinfacht. Die Krümmung kann dabei bei der Herstellung der Federn 24 erzeugt werden. Zweckmäßig ist es, wenn die Federn eine derartige Biegung bzw. Krümmung aufweisen, daß die Längsachse dieser Federn zumindest annähernd mit dem mittleren Einbauradius 42, auf dem diese Federn 24 angeordnet bzw. montiert sind, übereinstimmt. In vorteilhafter Weise können die Federn 24 im nicht beanspruchten Zustand der Kupplungsscheibe 1 ohne Vorspannung oder mit einer nur sehr geringen Vorspannung in den Aufnahmen 21, 22 aufgenommen sein. Eine derartige sehr geringe Vorspannung kann z. B. auch aufgrund von Herstellungstoleranzen vorhanden sein. Es kann jedoch auch ein kleines Umfangsspiel vorgesehen werden, z. B. in der Größenordnung zwischen 0 und 2°.
Wie insbesondere aus 2 ersichtlich ist, sind die Schraubenfedern 24 geringerer Steifigkeit auf einem kleineren Durchmesser als die Schraubenfedern 13 höherer Steifigkeit angeordnet.
Die Schraubenfedern 24 stützen sich über ihre Windungen an den die Aufnahmen 21 des Bauteiles 18 begrenzenden Flächen ab. Dadurch entsteht bei einer Komprimierung der Schraubenfedern 24 eine Reibung zwischen einzelnen Windungen der Schraubenfedern 24 und den Flächen des Bauteiles 18, an denen sich die Schraubenfedern 24 abstützen. Diese Reibungsdämpfung nimmt mit zunehmender Kompression der Federn 24 zu, weil die von den Federn 24 auf die Abstützflächen des Teiles 18 ausgeübte Radialkraft mit zunehmender Kompression größer wird, und zwar, weil die Federn 24 Tendenz haben sich über ihre Länge radial nach außen hin durchzubiegen. Aufgrund der Abstützung der Federn 24 über ihre Länge an den entsprechenden Abstützflächen des Bauteiles 18 ist die durch diese Federn erzeugte Reibungsdämpfung weiterhin drehzahlabhängig. Die auf die einzelnen Windungen der Federn 24 einwirkenden Fliehkräfte bewirken mit zunehmender Drehzahl zumindest eine geringfügige Erhöhung der Reibungsdämpfung.
Für manche Anwendungsfälle kann es auch vorteilhaft sein, wenn der erste Dämpfer 2 eine sogenannte Lastreibscheibe aufweist. Eine derartige Lastreibscheibe erzeugt ab einem bestimmten Verdrehwinkel eine zusätzliche Reibungsdämpfung und ist mit wenigstens einem Kraftspeicher, wie Schraubenfeder 24, über Anschlagkonturen wirkverbunden, so daß sie über diesen Kraftspeicher zumindest teilweise wieder in Richtung ihrer Ausgangslage bei nicht drehmomentbeanspruchter Kupplungsscheibe 1 zurückgedrängt werden kann.
Die bei Beginn einer Relativverdrehung zwischen dem durch die Scheiben 5 und 7 gebildeten Eingangsteil und dem durch den Flansch 8 gebildeten Ausgangsteil des zweiten Dämpfers 3 wirksam werdenden Federn 13 können in den entsprechenden Aufnahmen 14, 15, 16, welche in Umfangsrichtung zumindest annähernd gleich groß bzw. gleich lang sind, im wesentlichen ohne Vorspannung eingebaut sein oder aber mit einer gezielten Vorspannung. Üblicherweise sind die zuerst zur Wirkung kommenden Schraubenfedern 13 toleranzmäßig derart ausgelegt, daß diese praktisch mit Verdrehspiel 0 in den Aufnahmen 14, 15, 16 aufgenommen sind oder aber eine geringe Vorspannung besitzen. Dadurch wird vermieden, daß die Federn 13 lose in den Aufnahmen 14, 15, 16 liegen, wodurch störende Klappergeräusche vermieden werden können. Sofern die bei einer Relativverdrehung zwischen den Scheiben 5 und 7 und dem Flansch 8 zuerst zur Wirkung kommenden Schraubenfedern 13 mit Vorspannung in den Aufnahmen 14, 15, 16 eingebaut sind, kann diese Vorspannung derart bemessen sein, daß das dadurch zwischen den Bauteilen 5, 7 und 9 erzeugte Widerstandsmoment größer ist als das durch den ersten Dämpfer 2 bzw. die Schraubenfedern 24 erzeugbare maximale Drehmoment. Dieses maximale Drehmoment ist bei Anlage der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 an der Außenverzahnung 10 des Nabenkörpers 11 vorhanden. Zweckmäßig kann es jedoch auch sein, wenn das von den zuerst zur Wirkung kommenden Schraubenfedern 13 erzeugbare anfängliche Widerstandsmoment geringer ist als das durch den ersten Dämpfer 2 bzw. die Schraubenfedern 24 erzeugbare maximale Moment (Endmoment). Durch eine derartige Auslegung werden zumindest über einen Teilbereich des insgesamt möglichen Verdrehwinkels zwischen den Scheiben 5, 7 und dem Nabenkörper 11 gleichzeitig sowohl die Kraftspeicher 24 als auch zumindest die Kraftspeicher 13 der ersten Stufe des zweiten Dämpfers 3 komprimiert. Diese Federn 24, 13 sind dann also in Serie geschaltet und werden gleichzeitig komprimiert, und zwar bis die Relativverdrehung des Flansches 8 gegenüber dem Nabenkörper 11 durch die zusammenwirkenden Verzahnungen 9, 10 begrenzt wird.
Der erste Dämpfer 2 ist vorzugsweise derart ausgelegt, daß er einen Gesamtverdrehwinkel von wenigstens 20° zwischen dem Ausgangsteil bzw. Flansch 8 des zweiten Dämpfers 3 und dem Nabenkörper 11 ermöglicht. Dieser Gesamtverdrehwinkel wird bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel durch das zwischen den Verzahnungen 9, 10 vorhandene Umfangsspiel bestimmt. Das Endmoment bzw. maximale Moment, welches durch die Kraftspeicher 24 erzeugbar ist, liegt vorzugsweise in der Größenordnung zwischen 4 und 20 Nm. Das maximale Moment des ersten Dämpfers 2 wird bei Anlage der Profilierungen 9 an den Profilierungen 10 erzeugt. Vorzugsweise sollte dieses maximale von den Kraftspeichern 24 des ersten Dämpfers 2 erzeugbare Moment in der Größenordnung zwischen 6 und 16 Nm liegen. Der zweite Dämpfer 3 sollte einen Verdrehwinkel von wenigstens 15° zwischen den Seitenscheiben 5, 7 und dem Flansch 8 ermöglichen. Die durch die Kraftspeicher 13 des zweiten Dämpfers 3 erzeugbare Verdrehsteifigkeit sollte in der Größenordnung zwischen 5 und 40 Nm/°, vorzugsweise in der Größenordnung zwischen 10 und 25 Nm/° liegen. Die Verdrehsteifigkeit des ersten Dämpfers 2 liegt vorteilhafterweise in der Größenordnung zwischen 0,3 und 1,5 Nm/°.
Wie aus 5, welche die Federkennlinie der Kupplungsscheibe 1 darstellt, ersichtlich ist, ist bei dem Ausführungsbeispiel sowohl der erste Dämpfer 2 als auch der zweite Dämpfer 3 einstufig ausgebildet. Es sind jedoch auch mehrstufige Kennlinien möglich. Ausgehend von der neutralen Stellung bzw. der Ruheposition der Kupplungsscheibe 1 ermöglicht der erste Dämpfer 2 in Schubrichtung einen Verdrehwinkel von 10° und in Zugrichtung einen Verdrehwinkel von 20° zwischen dem Flansch 8 und dem Nabenkörper 11. Weiterhin ist aus 5 zu entnehmen, daß der zweite Dämpfer 3 in Schubrichtung einen Verdrehwinkel von 10° und in Zugrichtung einen Verdrehwinkel von 16° zwischen den Seitenscheiben 5, 7 und dem Flansch 8 ermöglicht.
Aus der Kennlinie der 5 ist zu entnehmen, daß das maximale Moment 43 bzw. 44, welches von den Kraftspeichern 24 des ersten Dämpfers 2 erzeugt werden kann, zugseitig in der Größenordnung von 11 Nm und schubseitig in der Größenordnung von 6 Nm liegt. Es ergibt sich somit im Verdrehwinkelbereich des ersten Dämpfers 2 eine Verdrehsteifigkeit C1 in der Größenordnung von 0,57 Nm/°, welche durch die Federn 24 erzeugt wird. Die Federn 13 sind mit einer gewissen Vorspannung eingebaut, wobei bei einer Auslegung gemäß dem Diagramm der 5 das durch diese Vorspannung erzeugte Anfangsmoment etwas höher liegt als das von den Federn 24 erzeugbare maximale Drehmoment. Dadurch ergibt sich ein geringer vertikaler Sprung beim Übergang in den Kennlinienbereich mit der Verdrehsteifigkeit C2, der den Federn 13 entspricht. Durch Verringerung der Vorspannung der Federn 13 kann ein derartiger vertikaler Anstieg des Drehmomentes beim Übergang vom ersten Dämpfer 2 auf den zweiten Dämpfer 3 verringert oder vermieden werden. Das Anschlagsmoment 45, 46 des zweiten Dämpfers 3 beträgt zugseitig ca. 330 Nm und schubseitig ca. 190 Nm. Bei Erreichen dieser Momente schlagen die Bolzen 6 in der entsprechenden Relativverdrehrichtung gegenüber dem Flansch 8 an den entsprechenden Seitenkanten der Ausschnitte 17 an. Die durch die Federn 13 erzeugte Verdrehsteifigkeit C2 des zweiten Dämpfers 3 liegt in der Größenordnung von ca. 19,5 Nm/°.
Aus 5 ist weiterhin zu entnehmen, daß der mögliche Gesamtverdrehwinkel zwischen dem durch die Scheiben 5 und 7 gebildeten Eingangsteil und dem durch den Nabenkörper 11 gebildeten Ausgangsteil des Dämpfers 1 für derartige Dämpfer sehr groß ist und 56° beträgt. Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung eines Dämpfers können also sehr große Verdrehwinkel und hohe Endmomente erzielt werden, wobei gleichzeitig verhältnismäßig kleine Verdrehsteifigkeiten verwendet werden können.
Die durch die einzelnen Reibmittel bzw. Reibungseinrichtungen erzeugten Dämpfungswirkungen sind in dem Diagramm gemäß 5 nicht berücksichtigt. Die Reibungsdämpfung bzw. Reibungshysterese, welche von den einzelnen Reibeinrichtungen erzeugt wird, überlagert sich der in 5 dargestellten Kennlinie.
In 6 ist in vergrößertem Maßstab die Wirkungsweise der verschleppten Reibscheibe 32 für den Verdrehwinkelbereich des ersten Dämpfers 2 dargestellt. Weiterhin ist in 6 die Grundhysterese H1, welche aufgrund der axialen Vorspannung der Tellerfeder 41 erzeugt wird, eingetragen. Diese Grundhysterese H1 wird hauptsächlich aufgrund der Reibung des Reibringes 32 und der Reibscheibe 41a am Nabenkörper 11 erzeugt. Dieser Grundreibungshysterese H1 ist eine Reibungsdämpfung HR bzw. eine Reibungshysterese 2 × HR überlagert, welche durch die zwischen dem Reibring 32 und der Scheibe 5 auftretenden Reibung erzeugt wird. Wie aus 6 ersichtlich ist, wird die durch den Reibring 32 erzeugte Reibungsdämpfung, über den Verdrehwinkel betrachtet, um einen Winkel á verschleppt, der in 6 in der Größenordnung von 7° liegt. Dieser Winkel á entspricht dem zwischen den Nasen 38 des Ringes 32 und den mit diesen in Umfangsrichtung zusammenwirkenden Profilierungsbereichen des Außenprofiles 10 vorhandenen Verdrehspiel 39 + 40 (4). Diese Verschleppung ist darauf zurückzuführen, daß der zunächst über die Außenprofilierungen 10 angetriebene und gegenüber der Scheibe 5 verdrehte Reibring 32 bei einer Umkehr der Drehrichtung der Scheibe 5 gegenüber dem Nabenkörper 11 entsprechend dem Verdrehspiel 39 + 40 gegenüber der Scheibe 5 stehenbleibt, so daß die durch den Reibring 32 erzeugte Reibungsdämpfung entfällt. Erst nachdem die Nasen 38 des Reibringes 32 an den in die andere Drehrichtung wirksamen Anschlagbereichen der Außenverzahnung 10 zur Anlage kommen, wird der Reibring 32 wieder gegenüber der Scheibe 5 verdreht, so daß dann die entsprechende Reibungsdämpfung wieder erzeugt wird.
Zweckmäßig ist es, wenn der Winkel, der sich ergibt aus der Differenz zwischen dem Gesamtverdrehwinkel 47 des ersten Dämpfers 2 und dem Freiwinkel á der verschleppten Reibeinrichtung bzw. des Reibringes 32 in der Größenordnung zwischen 10 und 35° liegt. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel beträgt dieser Winkel 48 ca. 23°.
In den Verdrehwinkelbereichen zwischen dem durch die Scheiben 5 und 7 gebildeten Eingangsteil und dem Nabenkörper 11, in denen lediglich der Hauptdämpfer 3 wirksam ist, bleibt die durch die Reibscheibe 32 erzeugte Reibungsdämpfung erhalten. Die Grundreibung bzw. Grundhysterese H1 entfällt jedoch in diesen Verdrehwinkelbereichen. Diese Verdrehwinkelbereiche entsprechen den mit C2 gekennzeichneten Teilkennlinien in 5. In diesen Verdrehwinkelbereichen, in denen lediglich der Hauptdämpfer 3 wirksam ist, wird zusätzlich eine Reibungsdämpfung bzw. Reibungshysterese erzeugt, welche durch die Vorspannkraft der Tellerfeder 29 bestimmt wird. Diese Reibungsdämpfung wird einerseits durch Reibung des ringförmigen Teiles 18 an der Scheibe 5 und andererseits durch Reibung des Reibringes 31 am Flansch 8 oder an der Scheibe 30 erzeugt.

Claims

Torsionsschwingungsdämpfer, mit einem Eingangsteil (5, 7) und einem Ausgangsteil (11), zwischen denen zwei in Reihe geschaltete Dämpfer (2, 3) vorgesehen sind, nämlich ein erster Schraubendruckfedern geringerer Steifigkeit aufweisender Dämpfer (2) und ein zweiter Schraubendruckfedern höherer Steifigkeit aufweisender Dämpfer (3), wobei die Schraubendruckfedern (24) des ersten Dämpfers (2) auf einem kleineren Durchmesser als diejenigen (13) des zweiten Dämpfers (3) angeordnet sind, weiterhin die Schraubendruckfedern (24) des ersten Dämpfers (2) zwischen dem Eingangsteil (5, 7) und dem Ausgangsteil (11) einen Gesamtverdrehwinkel (47) von wenigstens 20° ermöglichen und ein maximales Moment (43, 44) erzeugen, das im Bereich von 4 bis 20 Nm liegt, und die Schraubendruckfedern (13) des zweiten Dämpfers (3) einen Verdrehwinkel von wenigstens 15° zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil ermöglichen und eine Verdrehsteifigkeit erzeugen, die im Bereich zwischen 5 und 40 Nm/° liegt, wobei die Schraubenfedern (24) geringerer Steifigkeit des ersten Dämpfers (2) zumindest im nicht beaufschlagten Zustand eine derartige Krümmung besitzen, dass die Längsachse dieser Federn (24) zumindest annähernd mit dem mittleren Einbauradius (42), auf dem diese Federn (24) innerhalb des ersten Dämpfers (2) angeordnet sind, übereinstimmt und die die gekrümmten Federn (24) des ersten Dämpfers (2) aufnehmenden Bauteile (18, 20) in Umfangsrichtung bogenartig verlaufende Aufnahmetaschen (21, 22) bilden, in denen die gekrümmten Schraubendruckfedern (24) komprimierbar und über ihre Länge radial abstützbar sind.
Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Dämpfer (2) eine Verdrehsteifigkeit in der Größenordnung zwischen 0,3 und 1,5 Nm/° aufweist.
Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass ausgehend von einer Mittellage der mögliche Relativverdrehwinkel zwischen dem Ausgangsteil (11) und dem Eingangsteil (5, 7) in die eine Relativverdrehrichtung größer ist als in die andere.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der mögliche Verdrehwinkel zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil bei Beanspruchung dieser Teile in Zugrichtung größer ist als der mögliche Relativverdrehwinkel in Schubrichtung.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der von dem ersten Dämpfer (2) zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil ermöglichte maximale Verdrehwinkel bei Beanspruchung des Torsionsschwingungsdämpfers auf Zug größer ist als der mögliche Verdrehwinkel bei einer Beanspruchung auf Schub.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis des möglichen maximalen Verdrehwinkels des ersten Dämpfers (2) in Zugrichtung zu dem möglichen maximalen Verdrehwinkel dieses Dämpfers (2) in Schubrichtung in der Größenordnung zwischen 1,5 und 3 liegt.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Dämpfer (2) eine einstufige Kennlinie aufweist.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Dämpfer (3) eine einstufige Kennlinie aufweist.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers ein mit Innenprofil (12) zum Aufsetzen auf eine Getriebewelle versehenes Nabenteil (11) ist, auf dem drehfest das Ausgangsteil (20) des Vordämpfers (2) und ein das Ausgangsteil des Hauptdämpfers (3) bildender Flanschteil (8) mit Innenprofil (9) aufgenommen sind, wobei dieses Innenprofil (9) mit einem Außenprofil (10) des Nabenteiles (11) in Eingriff steht und über diese Profile dem Flanschteil (8) des zweiten Dämpfers (3) gegenüber dem Ausgangsteil (11) des Torsionsschwingungsdämpfers eine begrenzte Relativverdrehung ermöglicht ist, wobei weiterhin das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers durch zwei axial beabstandete und zwischen sich das Flanschteil (8) des Hauptdämpfers (3) aufnehmende Seitenscheiben (5, 7) gebildet ist.
Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Dämpfer (2) axial zwischen dem Flanschteil (8) des zweiten Dämpfers (3) und einer der das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers bildenden Seitenscheiben (5, 7) angeordnet ist.
Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, dass das Eingangsteil des ersten Dämpfers (2) durch wenigstens ein mit dem Flanschteil (8) des zweiten Dämpfers (3) drehfestes, scheibenartiges Bauteil (18) gebildet ist, das Aufnahmen für die Kraftspeicher (24) geringerer Steifigkeit aufweist.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass das Ausgangsteil des ersten Dämpfers (2) durch wenigstens ein mit dem Ausgangsteil (11) des Torsionsschwingungsdämpfers drehfestes, axial zwischen dem das Eingangsteil des ersten Dämpfers (2) bildenden scheibenartigen Bauteil (18) und dem Flanschteil (8) des zweiten Dämpfers (3) angeordnetes ringförmiges Bauteil (20) gebildet ist, welches Aufnahmen (22) für die Kraftspeicher (24) geringerer Steifigkeit aufweist.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens der erste Dämpfer (2) eine Lastreibscheibe (32) aufweist.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens der erste Dämpfer (2) einen verschleppten Reibring (32) aufweist.
Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass der Winkel, der sich ergibt aus der Differenz zwischen dem möglichen Gesamtverdrehwinkel (47) des ersten Dämpfers (2) und dem Freiwinkel (39, 40, α) des verschleppten Reibringes (32) in der Größenordnung zwischen 10 und 35° liegt.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Kraftspeicher (24) des ersten Dämpfers (2) eine verdrehwinkelabhängige Reibungsdämpfung erzeugen.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass die Kraftspeicher (24) des ersten Dämpfers (2) eine drehzahlabhängige Reibungsdämpfung erzeugen.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 9 bis 17, dadurch gekennzeichnet, dass im axialen Bereich zwischen dem Außenprofil (10) des Nabenteils (11) und wenigstens einer der Seitenscheiben (5, 7) des Eingangsteils des Torsionsschwingungsdämpfers ein verschleppter Reibring (32) vorgesehen ist.
Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, dass der verschleppte Reibring (32) in Reibeingriff mit der Seitenscheibe (5, 7) ist.
Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 18 oder 19, dadurch gekennzeichnet, dass der Reibring (32) axiale Ansätze (38) aufweist, die mit Spiel in das Außenprofil (10) des Nabenteils (11) eingreifen.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 18 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass der Reibring (32) eine äußere kegelstumpfförmige Fläche (34) aufweist, über die die benachbarte Seitenscheibe (5) gegenüber dem Nabenteil (11) zentriert wird.
Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 18 bis 21, dadurch gekennzeichnet, dass der Reibring (32) durch einen Kraftspeicher (37) gegen die benachbarte Seitenscheibe (5) beaufschlagt ist.
Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, dass der Kraftspeicher (37) durch ein tellerfederartiges Bauteil gebildet ist, welches axial verspannt ist zwischen dem Reibring (32) und dem Eingangsteil (18) des ersten Dämpfers (2).
Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraubendruckfedern (24) des ersten Dämpfers (2) ein maximales Moment erzeugen, das im Bereich von 6 bis 16 Nm liegt.
Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Schraubendruckfedern (13) des zweiten Dämpfers (3) eine Verdrehsteifigkeit erzeugen, die im Bereich zwischen 10 und 25 Nm/° liegt.