Als
eine Art einer Vibrationsdämpfungseinrichtung
zum Reduzieren von Vibrationen eines stab- oder schaftförmigen schwingenden
Teils, wie eines Schafts, eines Arms oder einer Leitung zur Ausbildung
eines Fluidkanals, die in verschiedenen mechanischen Einrichtungen
verwendet wird, ist ein dynamischer Dämpfer bekannt, wie er in JP-A-2-62442
oder JP-A-2-190641 offenbart ist, welcher dynamische Dämpfer ein
zylindrisches Massenteil hat, das radial auswärts von dem schwingenden Teil
angeordnet ist, und ein elastisches Halteteil zum elastischen Halten
des Massenteils zur Verbindung desselben mit dem schwingenden Teil.
Der
dynamische Dämpfer
dieser Art weist eine ausgezeichnete Dämpfungswirkung bezüglich Vibrationen
in einem Frequenzbereich auf, der der Eigenvibrationsfrequenz des
Dämpfers
entspricht. Um eine gewünschte
Vibrationsdämpfungswirkung
zu erreichen, werden daher die Masse des Massenteils und die Federkonstante
des elastischen Halteteils so reguliert, daß die Eigenvibrationsfrequenz
des dynamischen Dämpfers mit
hoher Genauigkeit in Abhängigkeit
von dem bzw. auf den Frequenzbereich der Vibrationen des schwingenden
Teils, welche mittels dieses Dämpfers
gedämpft
werden sollen, abgestimmt ist.
Jedoch
ist die Eigenvibrationsfrequenz nur auf einen einzigen Frequenzbereich
abgestimmt, und der dynamische Dämpfer
ist nur fähig,
Vibrationen in einem schmalen oder beschränkten Frequenzbereich, welcher
der Eigenvibrationsfrequenz entspricht, wirksam zu dämpfen. Es
ist demgemäß schwierig,
für den
bekannten dynamischen Dämpfer,
hohe Dämpfungswirkungen
mit Bezug auf eine Mehrzahl von Vibrationsarten, die auf den dynamischen
Dämpfer
angewandt werden, zu erbringen.
Wenn
sich die Vibrationsbeschleunigung des schwingenden Teils ändert, wie
z.B. in einem solchen Fall, in welchem das schwingende Teil in der
Form einer Antriebswelle eines Kraftfahrzeugs sehr variierende Schwingungskräfte in Abhängigkeit
von dem Fahrzustand des Kraftfahrzeugs erzeugt, ändert sich die Amplitude des
schwingenden Massenteils des dynamischen Dämpfers, und die Federkonstante
des elastischen Halteteils ändert
sich entsprechend. Infolgedessen wird die Eigenvibrationsfrequenz
des dynamischen Dämpfers
verschoben oder verändert,
was verminderte Dämpfungswirkungen
mit Bezug auf die mittels des Dämpfers
zu dämpfenden
Vibrationen zur Folge hat.
Die
EP 0 682 192 A2 beschreibt
einen dynamischen Dämpfer
vom Doppelmassentyp mit einem ersten Dämpfersystem und einem zweiten
Dämpfersystem,
wobei das erste und zweite Dämpfersystem
auf zwei unterschiedliche Frequenzbereiche abgestimmt sind und wobei
das erste Dämpfersystem
ein erstes elastisches Halteteil und das zweite Dämpfersystem
ein zweites elastisches Halteteil aufweist, wobei ein elastischer
Verbinder durch benachbarte Teile des ersten und zweiten elastischen
Halteteils gebildet ist.
Aufgabe
der vorliegenden Erfindung ist es daher insbesondere, einen dynamischen
Dämpfer
zur Verfügung
zu stellen, welcher ausgezeichnete Dämpfungswirkungen mit Bezug
auf Eingangsvibrationen bzw. darauf angewandte Vibrationen in einer
Mehrzahl von Frequenzbereichen oder über einen weiten Frequenzbereich
aufweist.
Diese
Aufgabe wird gemäß einem
ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung mit einem dynamischen Dämpfer vom
Doppelmassen-Typ, der auf einem stab-, schaft- oder rohrförmigen schwingenden
Teil angebracht oder anbringbar ist, gelöst, welcher folgendes umfaßt: ein
erstes Dämpfersystem,
das ein, vorzugsweise ringförmiges
und/oder hülsenförmiges und/oder
zylindrisches, er stes Massenteil aufweist, welches radial auswärts von
dem schwingenden Teil angeordnet ist, sowie ein erstes elastisches
Halteteil zum elastischen Halten des ersten Massenteils zur Verbindung
desselben mit dem schwingenden Teil; ein zweites Dämpfersystem,
das ein, vorzugsweise ringförmiges
und/oder hülsenförmiges und/oder
zylindrisches, zweites Massenteil aufweist, welches radial auswärts von
dem stab-, schaft- oder rohrförmigen
schwingenden Teil angeordnet ist, und ein zweites elastisches Halteteil
zum elastischen Halten des zweiten Massenteils zur Verbindung desselben
mit dem schwingenden Teil; wobei das erste und zweite Dämpfersystem
auf zwei unterschiedliche Frequenzbereiche abgestimmt sind bzw.
das erste Dämpfersystem
auf einen gegenüber
dem zweiten Dämpfersystem
unterschiedlichen Frequenzbereich abgestimmt ist, und wobei das
erste und zweite elastische Halteteil in einer oder der Axialrichtung
des dynamischen Dämpfers
in Reihe angeordnet und integral miteinander verbunden sind; und
einen elastischen Verbinder, der durch einander benachbarte Teile
oder Bereiche des ersten und zweiten elastischen Halteteils gebildet
ist, zum elastischen Verbinden von axial gegenüberliegenden Seiten des ersten
und zweiten Massenteils, wobei das erste und zweite elastische Halteteil
jeweils eine Federkonstante, gemessen in den Radialrichtungen senkrecht
zur Axialrichtung, haben, welche Federkonstanten beide größer als
eine Scherfederkonstante des elastischen Verbinders sind, der bei
einer Relativverlagerung des ersten und zweiten Massenteils in den
Radialrichtungen Scherkräften
ausgesetzt ist.
In
dem dynamischen Dämpfer
vom Doppelmassen-Typ, der in der vorstehenden Art und Weise ausgebildet
ist, sind das erste und zweite Dämpfersystem
auf zwei unterschiedliche Frequenzbereiche abgestimmt, so daß jeweilige
Vibrationsdämpfungswirkungen
erbracht werden. Demgemäß ist der
dynamische Dämpfer
nach der vorliegenden Erfindung, verglichen mit einem konventionellen
dynamischen Dämpfer,
welcher nur ein Dämpfersystem
hat, fähig,
Vibrationen in einem relativ weiten Frequenzbereich wirksam zu dämpfen.
Weiter
ist es in dem vorstehend beschriebenen dynamischen Dämpfer vom
Doppelmassen-Typ so, daß die
Schwingung des ersten Massenteils des ersten Dämpfersystems mit jener des
zweiten Massenteils des zweiten Dämpfersystems z.B. durch den
elastischen Verbinder interferiert. Daher sind die Federkonstanten
der Federkomponente des ersten und zweiten Dämpfersystems weniger abhängig von
der oder weniger beeinflußbar
durch die Schwingungskraft, die von dem schwingenden Teil her empfangen
wird, oder von der bzw. durch die Vibrationsbeschleunigung des schwingenden
Teils. Infolgedessen ist es weniger wahrscheinlich, daß sich die
Eigenvibrationsfrequenz von jedem der Dämpfersysteme mit Änderungen
der Vibrationsbeschleunigung des schwingenden Teils ändert, so
daß der
dynamische Dämpfer
fähig ist,
die gewünschten Dämpfungswirkungen
mit hoher Stabilität
zu erbringen.
In
einer bevorzugten Ausführungsform
des ersten Aspekts der Erfindung weist jedes elastische Halteteil,
nämlich
das erste und das zweite elastische Halteteil, wenigstens einen
Teil oder Bereich auf, der zwischen radial gegenüberliegende Oberflächen eines
entsprechenden einen aus dem ersten und zweiten Massenteil und des
schwingenden Teils zwischengefügt
ist. Der vorstehend angegebene wenigstens eine Teil ist dazu geeignet,
aufgrund von darauf angewandten Kompressions- und Zugkräften elastisch
deformiert zu werden. In dieser Anordnung hat das erste und zweite
elastische Halteteil jeweils eine relativ große Federkonstante, und die
Eigenvibrationsfrequenzen des ersten und zweiten Dämpfersystems
können
leicht auf einen jeweils gewünschten
hochfrequenten Bereich abgestimmt werden.
Der
dynamische Dämpfer
gemäß der Erfindung,
insbesondere gemäß der obigen
oder vorstehenden Ausführungsform
der Erfindung, kann vorteilhafterweise auf einer Antriebswelle eines
Kraftfahrzeugs, welche die kürzere
von einem Paar von Antriebswellen zum Übertragen von Antriebskraft
auf ein rechtes und/oder linkes Antriebsrad des Kraftfahrzeugs ist,
angebracht sein. In diesem Falle ist der dynamische Dämpfer fähig, hochfrequente
Vibrationen, die an der kürzeren
Antriebswelle auftreten, wirksam zu dämpfen.
Erfindungsgemäß hat der
elastische Verbinder eine Vertiefung oder Nut, die an oder in der
inneren und/oder äußeren Umfangsoberfläche desselben
bzw. an oder in wenigstens einer aus einer oder der inneren Umfangsoberfläche und
einer oder der äußeren Umfangsoberfläche desselben
ausgebildet ist, wobei sich die Vertiefung oder Nut in einer oder
der Umfangsrichtung des dynamischen Dämpfers zwischen den benachbarten
Teilen des ersten und zweiten elastischen Halteteils erstreckt.
In diesem Falle kann die Scherfederkonstante des elastischen Verbinders
leicht auf einen geeignet kleinen Wert eingestellt werden oder sein.
In
einer anderen bevorzugten Ausführungsform
des ersten Aspekts der Erfindung ist ein ringförmiger Leerraum in einer oder
der Umfangsrichtung des dynamischen Dämpfers zwischen radial gegenüberliegenden Oberflächen von
jedem aus dem ersten und zweiten Massenteil einerseits und dem schwingenden
Teil andererseits ausgebildet. Der ringförmige Leerraum hat eine axiale
Länge,
die nicht kleiner als eine oder die gesamte axiale Länge eines
entsprechenden einen aus dem ersten und zweiten Massenteil ist,
wodurch verhindert wird, daß das
erste und zweite elastische Halteteil allein durch Kompression desselben
deformiert wird. In diesem Falle hat der elastische Verbinder eine
Vertiefung oder Nut, die in wenigstens einer aus einer oder der
inneren Umfangsoberfläche
und einer oder der äußeren Umfangsoberfläche desselben
ausgebildet ist, wobei sich die Vertiefung oder Nut in der Umfangsrichtung
zwischen den benachbarten Teilen des ersten und zweiten elastischen
Halteteils erstreckt. In dieser Anordnung kann die Federkonstante
des elastischen Verbinders aufgrund der Vertiefung oder Nut, die
zwischen den benachbarten Teilen des ersten und zweiten elastischen
Halteteils ausgebildet ist, vermindert sein.
Wenn
das erste und zweite elastische Halteteil jeweils eine kleine Federkonstante
haben, kann daher die Scherfederkonstante des elastischen Verbinders
leicht so eingestellt werden, daß sie sogar kleiner als die Federkonstanten
dieser elastischen Halteteile ist.
Der
dynamische Dämpfer
gemäß der obigen
oder vorstehenden Ausführungsform
der Erfindung kann vorteilhafterweise auf einer Antriebswelle eines
Kraftfahrzeugs angebracht sein, welche die längere von einem Paar von Antriebswellen
zum Übertragen
von Antriebskraft auf ein rechtes und/oder linkes Antriebsrad des Kraftfahrzeugs
ist. In diesem Falle ist der dynamische Dämpfer fähig, niedrigfrequente Vibrationen,
die an der längeren
Antriebswelle auftreten, wirksam zu dämpfen.
In
einer weiteren bevorzugten Ausführungsform
des ersten Aspekts der Erfindung ist ein oder das Verhältnis der
Scherfederkonstante des elastischen Verbinders zu jeder der Federkonstanten
des ersten und zweiten elastischen Halteteils, gemessen in den Radialrichtungen,
nicht kleiner als 1/8. In diesem Fall interferiert die Schwingung
des ersten Massenteils des ersten Dämpfersystems wirksam mit jener
des zweiten Massenteils des zweiten Dämpfersystems, wodurch die Eigenvibrationsfrequenzen
des ersten und zweiten Dämpfersystems
weiter stabilisiert werden.
Die
oben angegebene Aufgabe wird auch mit einem dynamischen Dämpfer vom
Doppelmassen-Typ gemäß einem
zweiten Aspekt der Erfindung, der auf einem stab-, schaft- oder
rohrförmigen
schwingenden Teil anbringbar oder angebracht ist, gelöst, welcher
folgendes umfaßt:
eine elastische Hülse,
die radial auswärts von
dem schwingenden Teil angeordnet ist und ein erstes elastisches
Halteteil aufweist, das eine erste Federkonstante hat, sowie ein
zweites elastisches Halteteil, das eine zweite Federkonstante hat,
die kleiner als die erste Federkonstante ist, wobei das erste und
zweite elastische Halteteil in einer oder der Axialrichtung des dynamischen
Dämpfers
integral, vor zugsweise einstückig,
miteinander ausgebildet sind; ein erstes Massenteil, das an einem
oder dem äußeren Umfang
des ersten elastischen Halteteils befestigt und so abgestimmt ist, daß es hochfrequente
Vibrationen dämpft;
und ein zweites Massenteil, das an einem oder dem äußeren Umfang
des zweiten elastischen Halteteils befestigt und so abgestimmt ist,
daß es
niedrigfrequente Vibrationen dämpft,
wobei das zweite Massenteil eine Masse hat, die kleiner als jene
des ersten Massenteils ist.
In
dem dynamischen Dämpfer
vom Doppelmassen-Typ, der in der vorstehend beschriebenen Art und Weise
ausgebildet ist, haben das erste und zweite elastische Halteteil
unterschiedliche Federkonstanten, das erste und zweite Massenteil
haben unterschiedliche Massen, so daß sie zwei unterschiedliche
Frequenzbereiche von Eingangsvibrationen selbst dann wirksam dämpfen, wenn
eine oder die Differenz zwischen den Resonanzfrequenzen der beiden
Massenteile relativ klein ist.
Bei
dem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung hat das erste elastische
Halteteil einen Hauptteil oder -bereich, welcher Kompressionskraft
ausgesetzt wird, während
das zweite elastische Halteteil einen Hauptteil oder -bereich hat,
welcher Scherkraft ausgesetzt wird, und zwar jeweils dann, wenn
der dynamische Dämpfer
mit dem schwingenden Teil schwingt. Hierzu sind axiale Längen einer
ersten Umfangsnut in einer inneren Umfangsoberfläche des ersten elastischen
Halteteils und einer zweiten Umfangsnut in einer inneren Umfangsoberfläche des
zweiten elastischen Halteteils entsprechend gewählt. Demgemäß können die Federkonstanten des
ersten und zweiten elastischen Halteteils leicht festgelegt oder,
wenn das notwendig ist, geändert
werden, und zwar so, daß gewünschte Resonanzfrequenzen
des ersten und zweiten Massenteils des dynamischen Dämpfers erzielt
werden.
Die
vorstehenden und weitere sowie wahlfreien Ziele, Merkmale und Vorteile
der vorliegenden Erfindung werden anhand einer detaillierten Beschreibung
und Erläuterung
von gegenwärtig
besonders bevorzugten Ausführungsformen
der Erfindung unter Bezugnahme auf die Figuren der Zeichnung beschrieben
und erläutert;
und zwar zeigen:
1 eine Axialquerschnittsansicht
einer ersten Ausführungsform
eines dynamischen Dämpfers
der vorliegenden Erfindung;
2 eine schematische Darstellung,
die ein dynamisches Modell des dynamischen Dämpfers der 1 zeigt;
3 eine Kurvendarstellung,
welche die Abhängigkeit
der Eigenvibrationsfrequenz eines ersten Dämpfersystems des dynamischen
Dämpfers
der 1 von der Schwingungskraft
angibt, die von einem schwingenden Teil her aufgenommen wird;
4 eine Kurvendarstellung,
welche die Abhängigkeit
der Eigenvibrationsfrequenz eines zweiten Dämpfersystems des dynamischen
Dämpfers
der 1 von der Schwingungskraft
angibt;
5 eine Kurvendarstellung,
welche die Abhängigkeit
der Eigenvibrationsfrequenz eines separaten ersten Dämpfersystems
eines Vergleichsbeispiels eines dynamischen Dämpfers von der Schwingungskraft angibt,
die von einem schwingenden Teil aufgenommen wird;
6 eine Kurvendarstellung,
welche die Abhängigkeit
der Eigenvibrationsfrequenz eines separaten zweiten Dämpfersystems
des Vergleichsbeispiels von der Schwingungskraft angibt;
7 eine Kurvendarstellung,
welche die Beziehung der Phase und der Resonanzamplitude des dynamischen
Dämpfers
der 1 bei darauf angewandter
Schwingungskraft angibt;
8 eine Kurvendarstellung,
welche die Phasendifferenz zwischen dem ersten und zweiten Massenteil
des dynamischen Dämpfers
der 1 in Relation zu
der Schwingungskraft angibt, wenn das erste Dämpfersystem in Resonanz ist;
9 eine Axialquerschnittsansicht,
die eine zweite Ausführungsform
eines dynamischen Dämpfers gemäß der vorliegenden
Erfindung veranschaulicht;
10 eine Teilansicht im Axialquerschnitt,
die einen Hauptteil einer anderen Ausführungsform des dynamischen
Dämpfers
gemäß dem ersten
und zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung zeigt;
11 eine Querschnittsansicht
einer dritten Ausführungsform
des dynamischen Dämpfers
gemäß der vorliegenden
Erfindung;
12 eine Querschnittsansicht
eines dynamischen Dämpfers,
der ein erstes Vergleichsbeispiel ist;
13 eine Querschnittsansicht
eines dynamischen Dämpfers,
der ein zweites Vergleichsbeispiel ist;
14(a) eine Kurvendarstellung,
welche die Resonanzcharakteristik eines zweiten Massenteils des dynamischen
Dämpfers
der 11 mit einer kleinen
Masse zeigt;
14(b) eine Kurvendarstellung,
welche die Resonanzcharakteristik eines ersten Massenteils des dynamischen
Dämpfers
der 11 mit einer großen Masse
zeigt;
15(a) eine Kurvendarstellung,
welche die Resonanzcharakteristik eines zweiten Massenteils des dynamischen
Dämpfers
der 12 mit einer kleinen
Masse zeigt;
15(b) eine Kurvendarstellung,
welche die Resonanzcharakteristik eines ersten Massenteils des dynamischen
Dämpfers
der 12 mit einer großen Masse
zeigt;
16(a) eine Kurvendarstellung,
welche die Resonanzcharakteristik eines zweiten Massenteils des dynamischen
Dämp fers
der 13 mit einer kleinen
Masse zeigt;
16(b) eine Kurvendarstellung,
welche die Resonanzcharakteristik eines ersten Massenteils des dynamischen
Dämpfers
der 13 mit einer großen Masse
zeigt;
17 eine Querschnittsansicht
einer vierten Ausführungsform
des dynamischen Dämpfers
gemäß der vorliegenden
Erfindung;
18 eine Querschnittsansicht
einer fünften
Ausführungsform
des dynamischen Dämpfers
gemäß der vorliegenden
Erfindung; und
19 eine Querschnittsansicht
einer sechsten Ausführungsform
des dynamischen Dämpfers
gemäß der vorliegenden
Erfindung.
In
der nun folgenden detaillierten Beschreibung von bevorzugten Ausführungsformen
der Erfindung sei zunächst
auf 1 Bezug genommen,
worin eine erste bevorzugte Ausführungsform
eines dynamischen Dämpfers 10 vom
Doppelmassen-Typ (Dualtyp) der vorliegenden Erfindung veranschaulicht
ist. Der dynamische Dämpfer 10 hat
eine allgemein zylindrische Form und ist auf einem stab-, rohr-
oder schaftartigen schwingenden Teil 12 angebracht, wie
einer Antriebswelle eines Kraftfahrzeugs, wie sie durch. eine Zweipunkt-Strich-Linie
in 1 angedeutet ist.
Es sei hier darauf hingewiesen, daß im Rahmen der vorliegenden Beschreibung
und der Patentansprüche
einer der Begriffe "stab-,
rohr- oder schaftartig" insbesondere
die Begriffe "stangen-,
gestänge-,
stab-, bügel-,
querhaupt-, streben-, rohr- und/oder schaftartig" umfassen soll. Die dynamische Dämpfungsfunktion
dieses dynamischen Dämpfers 10 wird
zum Reduzieren von Vibrationen des schwingenden Teils 12 ausgenutzt.
Spezieller
umfaßt
der dynamische Dämpfer 10 ein
erstes Dämpfersystem 18,
das aus einem ersten Massenteil 14 und einem als ein erstes
elastisches Halteteil 16 dienenden ersten Gummi- oder Kautschukteil besteht,
und ein zweites Dämpfersystem 24,
das aus einem zweiten Massenteil 20 und einem als ein zweites elastisches
Halteteil 22 dienenden zweiten Gummi- oder Kautschukteil
besteht. Die beiden Dämpfersysteme, nämlich das
erste und zweite Dämpfersystem 18, 24,
sind in der Axialrichtung des dynamischen Dämpfers 10 integral
miteinander verbunden, und zwar vorzugsweise durch einstückige Ausführung ihrer
aneinandergrenzenden Teile.
Das
erste Massenteil 14 und das zweite Massenteil 20 sind
beide aus einem Material ausgebildet, das eine relativ große Masse,
vorzugsweise ein relativ großes
spezifisches Gewicht, hat, insbesondere aus Metall. Jedes der Massenteile 14, 20 hat
eine zylindrische Form von einer relativ großen Dicke, und hat einen Innendurchmesser,
der größer als
der Außendurchmesser
des schwingenden Teils 12 ist.
Das
erste und zweite elastische Halteteil 16, 22 sind
bevorzugt beide aus einem geeigneten Gummi- oder Kautschukmaterial
oder einem anderen vulkanisierbaren elastischen Material ausgebildet
und durch Vulkanisieren an dem ersten bzw. zweiten Massenteil 14 bzw. 20 befestigt.
Jedes der elastischen Halteteile 16, 22 weist
einen axial mittleren, dünnwandigen
Teil oder Bereich auf, welcher eine elastische Schicht 26,
wie eine Gummi- oder Kautschukschicht, zum Bedecken der inneren
Umfangsoberfläche
des entsprechenden Massenteils 14, 20 bildet.
Jedes Gummi- oder Kautschukteil 16, 22 weist weiter
axial entgegengesetzte abgeschrägte
Teile oder Bereiche 28, 28 auf, die sich von den
axialen End- bzw. Stirnflächen
der entsprechenden Massenteile 14, 22 axial nach
auswärts
und radial nach einwärts
erstrecken. Die abgeschrägten
Teile 28, 28 der elastischen Teile 16, 22 haben
jeweilige innere umfängliche
Kontaktoberflächen 30, 30 an
ihren Enden, die entfernt von den Massenteilen 18, 24 sind,
welche Kontaktoberflächen
in Druckkon takt mit und befestigt an der äußeren Umfangsoberfläche des
schwingenden Teils 12 sind. Mit den Gummi- oder Kautschukschichten 26, die
einen Innendurchmesser haben, der größer als der Außendurchmesser
des schwingenden Teils 12 ist, ist ein ringförmiger Leerraum 32 ausgebildet,
der sich in der Umfangsrichtung zwischen radial gegenüberliegenden
Flächen
des schwingenden Teils 12 einerseits und jedem der Massenteile,
nämlich
dem ersten und zweiten Massenteil 14, 20, andererseits
erstreckt. Die ringförmigen
Leerräume 32, 32 fluchten
radial mit den axial mittleren Teilen oder Bereichen des ersten
bzw. zweiten Massenteils 14 bzw. 20.
In
der vorliegenden Ausführungsform
ist die axiale Länge
des ringförmigen
Leerraums 32 kleiner als die axiale Länge des entsprechenden Massenteils 14, 20.
Daher sind axial entgegengesetzte Teile oder Bereiche 34, 34 des
ersten und zweiten Gummi- oder Kautschukteils 16, 22 zwischen
radial entgegengesetzte Oberflächen
des entsprechenden Massenteils 14, 20 und des
schwingenden Teils 12 zwischengefügt. Im Betrieb werden diese
Teile 34, 34 aufgrund von darauf angewandten Kompressions-
und Zugkräften
deformiert. Spezieller erfahren, wenn das erste und zweite Massenteil 14, 20 bei
Anwendung einer Vibrationsbelastung auf dieselben in der Radialrichtung
relativ zu dem schwingenden Teil 12 verlagert werden, diese
Teile 34, 34 Deformationen nur aufgrund der Kompressions-
und Zugkräfte,
während
die anderen Teile oder Bereiche der Gummi- oder Kautschukteile 16, 22,
die sich axial auswärts
von dem ersten und zweiten Massenteil 14, 20 befinden,
hauptsächlich
Scherdeformationen erfahren. In dieser Anordnung bzw. Ausbildung
weist der dynamische Dämpfer 10 als
Ganzes eine relativ große
Federkonstante auf.
Das
erste und zweite Gummi- oder Kautschukteil 16, 22 sind
an den aneinander zugewandten axialen Enden der benachbarten abgeschrägten Teile 28 integral,
vorzugsweise durch einstückige
Ausbildung, miteinander verbunden, und sie sind demgemäß als ein
integraler elastischer Körper,
besonders bevorzugt als ein einstückiger elastischer Körper, ausgebildet.
Das heißt,
das erste und zweite Gummi- oder Kautschukteil 16, 22 wirken
mit dem ersten und zweiten Massenteil 14, 20 so
zusammen bzw. sind mit dem ersten und zweiten Massenteil 14, 20 so
zusammengefügt,
daß sie
eine einzige, integrale vulkanisierte Anordnung, insbesondere Einheit,
bilden. Diese Gummi- oder Kautschukteile 16, 20 weisen
außerdem
jeweilige zylindrische Verlängerungen 36 auf,
die sich axial auswärts
von den axialen Enden derjenigen abgeschrägten Teile 28 erstrecken, welche
sich mit Bezug auf die Massenteile 14, 20 entgegengesetzt
zu den oben angegebenen benachbarten abgeschrägten Teilen 28 befinden.
In der äußeren Umfangsoberfläche von
jeder der zylindrischen Verlängerungen 36 ist
eine Umfangsnut 38 zum Aufnehmen eines Riemens (nicht gezeigt)
oder sonstigen Halteteils für das
feste und straffe Halten des dynamischen Dämpfers 10 an dem Schwingungsteil 12 so,
daß der
Dämpfer 10 fest
in seiner Position mit Bezug auf das schwingende Teil 12 befestigt
ist, ausgebildet.
Eine
Umfangsnut 42, die einen allgemein keilförmigen oder
halbzylindrischen Querschnitt hat, ist in einer oder der inneren
Umfangsoberfläche
eines Gummi- oder Kautschukverbinders 44 (der weiter unten
beschrieben ist) zum Verbinden des ersten und zweiten Gummi- oder
Kautschukteils 16, 22 derart ausgebildet, daß sich die
Nut 42 in der Umfangsrichtung zwischen den benachbarten
Kontaktoberflächen 30, 30 des
ersten und zweiten Gummiteils 16, 22 erstreckt.
Der
auf diese Weise aufgebaute dynamische Dämpfer 10 wird dadurch
auf dem schwingenden Teil 12 installiert, daß das Teil 12 in
den Dämpfer 10 eingefügt oder
hineingesteckt wird. In diesem Zustand sind das erste und zweite
Massenteil 14, 20 durch das erste bzw. zweite
Gummiteil 16 bzw. 22 derart elastisch gehaltert, daß die Massenteile 14, 20 mit
Bezug auf das schwingende Teil 12 radial verlagerbar sind.
Demgemäß dient das
schwingende Teil 12 als ein primäres Vibrationssystem, während das
erste und zweite Dämpfersystem 18, 24 als
ein sekundäres
Vibrationssystem dienen. Das erste und zweite Dämp fersystem 18, 24 haben
unterschiedliche Vibrationseigenfrequenzen, welche in Abhängigkeit
von der Masse von jeder Massenkomponente (14, 20)
und/oder der Federkonstante von jeder Federkomponente (16, 22)
bestimmt sind bzw. die von der Masse von jeder Massenkomponente
(14, 20) und/oder der Federkonstante von jeder
Federkomponente (16, 22) abhängen. Demgemäß werden
das erste und zweite Dämpfersystem 18, 24 so
abgestimmt, daß sie
jeweilige Dämpfungswirkungen
bezüglich
unterschiedlicher Frequenzbereiche der unerwünschten Vibrationen liefern,
die von dem schwingenden Teil 12 her übertragen werden. In dieser
besonderen Ausführungsform
weist sowohl das erste als auch das zweite Gummi- oder Kautschukteil 16, 22 die
Teile oder Bereiche 34 auf, welche aufgrund von darauf
angewandten Kompressions- und Zugkräften deformierbar sind. Demgemäß weist
der dynamische Dämpfer 10 eine
relativ große
Federkonstante in den Radialrichtungen senkrecht zu der Axialrichtung
desselben auf. Zum Beispiel können
die Eigenvibrationsfrequenzen des ersten und zweiten Dämpfersystems 18, 24 leicht
auf einen relativ hohen Frequenzbereich von 200 Hz oder höher abgestimmt
werden, so daß sie
unerwünschte
Vibrationen dämpfen,
welche die Tendenz haben, an der kürzeren von zwei parallelen
Antriebswellen, die unterschiedliche axiale Längen haben, aufzutreten.
Das
erste und zweite Massenteil 14, 20 bilden jeweilige
Massenkomponenten des ersten und zweiten Dämpfersystems 18, 24,
und das erste und zweite Gummi- oder Kautschukteil 16, 22 bilden
jeweilige Federkomponenten dieser Dämpfersysteme 18, 24.
Wenn das erste und zweite Gummi- oder Kautschukteil 16, 22 integral
miteinander verbunden sind, wie oben beschrieben, dann bilden die
benachbarten Teile oder Bereiche dieser Gummi- oder Kautschukteile 16, 22 einen
elastischen Verbinder in der Form des elastischen Verbinders 44,
vorzugsweise eines Gummiverbinders, zum elastischen axialen Verbinden
von gegenüberliegenden
Seiten des ersten und zweiten Massenteils 14, 22 miteinander.
Dieser Gummi- oder Kautschukverbinder 44 hat einen Einfluß auf die
Federkomponenten des ersten und zweiten Dämpfersystems 18, 24,
wie weiter unten in näheren
Einzelheiten beschrieben ist.
Ein
dynamisches Modell des dynamischen Dämpfers 10 der vorliegenden
Erfindung ist in 2 veranschaulicht,
worin "k1", "k2" jeweilige Federkonstanten
des ersten und zweiten Gummi- oder
Kautschukteils 16, 22 in den Radialrichtungen
repräsentieren,
während "k3" eine Scherfederkonstante
des Gummi- oder Kautschukverbinders 44 repräsentiert,
welche eine bei Scherdeformation des Gummi- oder Kautschukverbinders 44 aufgrund
einer Relativverlagerung des ersten und zweiten Massenteils 14, 20 in
den Radialrichtungen gemessene Federkonstante ist.
Wenn
die Scherfederkonstante "k3" des
Gummi- oder Kautschukverbinders 44 zu groß ist, interferieren die
Schwingungsphasen des ersten und zweiten Massenteils 14, 20 oder
die Verlagerungen derselben relativ zu dem schwingenden Teil 12 sehr
miteinander, wodurch die Resonanz des einen der beiden Dämpfersysteme,
nämlich
des ersten oder zweiten Dämpfersystems 18, 24,
mit jener des anderen Dämpfersystems
kombiniert wird, was zu verminderten Dämpfungswirkungen des jeweiligen
Dämpfersystems
bzw. der jeweiligen Dämpfersysteme 18, 24 führt. Demgemäß ist es
notwendig, daß die
Scherfederkonstante "k3" des
Gummi- oder Kautschukverbinders 44 kleiner als die Federkonstanten "k1" und "k2" des ersten und zweiten
Gummi- oder Kautschukteils 16, 22 in den Radialrichtungen
ist. In der vorliegenden Ausführungsform,
in welcher sowohl das erste als auch das zweite Gummi- oder Kautschukteil 16, 22 der
vorliegenden Ausführungsform
die Teile oder Bereiche 34 aufweisen, die Kompressions- und Zugkräften ausgesetzt
sind, können
die Federkonstanten "k1" und "k2" dieser Gummi- oder
Kautschukteile 16, 22 in den Radialrichtungen
leicht so eingestellt werden, daß sie genügend groß sind. Weiter kann die Scherfederkonstante "k3" des Gummi- oder
Kautschukverbinders 44 so eingestellt werden, daß sie genügend klein
ist, da die Nut 42 in der inneren Umfangsoberfläche des
axial mittleren Teils oder Bereichs des Gummi- oder Kautschukverbinders 44 ausgebildet
ist. Demgemäß läßt sich
die Scherfederkonstante "k3" des
Gummi- oder Kautschukverbinders 44 leicht so einstellen,
daß sie
kleiner als die Radialfederkonstanten "k1" und "k2" des ersten und zweiten
Gummi- oder Kautschukteils 16, 22 ist.
In
dem dynamischen Dämpfer 10,
der in der oben beschriebenen Art und Weise ausgebildet ist, werden
die Federkonstanten der Federkomponenten von sowohl dem ersten als
auch dem zweiten Dämpfersystem 18, 24 durch
den Gummi- oder Kautschukverbinder 44 wie auch das erste
und zweite Gummi- oder Kautschukteil 16, 22 beeinflußt. Daher
ist es weniger wahrscheinlich, daß sich die Federkonstante des
dynamischen Dämpfers 10 bei
einer Änderung
des Zustands der Schwingung (Vibrationsbeschleunigung) des schwingenden
Teils 12 ändert.
Demgemäß kann der
dynamische Dämpfer 10 Vibrationen
in den Frequenzbereichen, auf die das erste und zweite Dämpfersystem 18, 24 abgestimmt
sind, unabhängig
von dem Zustand der Schwingung des schwingenden Teils 12 effektiv
bzw. sehr wirksam und stabil dämpfen.
Ein
Beispiel des dynamischen Dämpfers 10 der
vorliegenden Ausführungsform
wurde auf einem schwingenden Teil 12 installiert, wobei
Sensoren, insbesondere je ein Sensor, jeweils an dem ersten und
zweiten Massenteil 14, 20 angebracht waren. Dann
wurden die Eigenvibrationsfrequenzen des ersten und zweiten Dämpfersystems 18, 24 gemessen,
während
das schwingende Teil 12 in den Radialrichtungen mit einer
konstanten Beschleunigung von 1G (G = Erdbeschleunigung) oszilliert
wurde, und während
es mit einer konstanten Beschleunigung von 10G oszilliert wurde,
um so eine Änderung
der Eigenvibrationsfrequenzen dieser Dämpfersysteme 18, 24 bei
einer Änderung
der Vibrationsbeschleunigung des schwingenden Teils 12 bzw.
in Abhängigkeit
von einer Änderung
der Vibrationsbeschleunigung des schwingenden Teils 12 zu
detektieren. Die Ergebnisse dieser Messungen sind in den Kurvendarstellungen
der 3 und 4 und in der Tabelle 1 unten angegeben.
Außerdem
wurde ein Vergleichsbeispiel ausgebildet und durchgeführt, in
dem das erste und zweite Gummioder Kautschukteil 16, 22 des
dynamischen Dämpfers 10 längs der
Nut 42 voneinander getrennt wurden, um auf diese Weise
den Gummi- oder Kautschukverbinder 44 im wesentlichen zu
eliminieren. Das heißt, das
Vergleichsbeispiel hat ein separates erstes und zweites Dämpfersystem
bzw. ein voneinander unabhängiges
erstes und zweites Dämpfersystem.
Die Eigenvibrationsfrequenzen dieses ersten und zweiten Dämpfersystems
des Vergleichsbeispiels wurden auch gemessen, während das schwingende Teil 12 mit
1G in den Radialrichtungen oszilliert wurde, und während es
mit 10G oszilliert wurde. Die Ergebnisse der Messungen sind in den
Kurvendarstellungen der 5 und 6 und in der Tabelle 1 unten
angegeben.
Aus
den oben angegebenen Meßergebnissen
ist ersichtlich, daß sich
die Eigenvibrationsfrequenzen des ersten und zweiten Dämpfersystems 18, 24 der
vorliegenden Ausführungsform
mit einer Änderung
der Vibrationsbeschleunigung um einen kleineren Betrag ändern, als
jene des ersten und zweiten Dämpfersystems des
Vergleichsbeispiels. Das bedeutet, daß der dynamische Dämpfer 10 der
vorliegenden Ausführungsform ausgezeichnete
Vibrationsdämpfungswirkungen
bei signifikant verbesserter Stabilität aufweist.
In
der Doppelmassen-Struktur der vorliegenden Ausführungsform der Erfindung, in
welcher das erste und zweite Dämpfersystem 18, 24 miteinander
verbunden sind, wobei der Gummi- oder Kautschukverbinder 44 die
Massenteile 14, 20 elastisch verbindet, ist es
weniger wahrscheinlich, daß sich
die Eigenvibrationsfrequenzen der Dämpfersysteme 18, 24 bei
einer Änderung
der Vibrationsbeschleunigung ändern,
so daß sehr stabile
Dämpfungsfunktionen
des jeweiligen Dämpfersystems 18, 24 sichergestellt
werden.
Spezieller
ist es, wie unter Bezugnahme auf das in 2 gezeigte Modell erläutert sei, so, daß die Federkomponenten
des ersten und zweiten Dämpfersystems 18, 24 den
Gummi- oder Kautschukverbinder 44 wie auch die Gummi- oder
Kautschukteile 16, 22 umfassen, und die Federkonstante
der Federkomponente von jedem der Dämpfersysteme 18, 24 wird
durch eine oder die Kombination des entsprechenden Gummi- oder Kautschukteils 16, 22 und
des Gummi- oder Kautschukverbinders 44 bestimmt. Das erste
und zweite Gummi- oder Kautschukteils 16, 22 werden
durch das entsprechende Massenteil 14, 20, welches
aufgrund der von dem schwingenden Teil 12 her übertragenen
Schwingungskraft schwingt, direkt deformiert, während der Gummi- oder Kautschukverbinder 44 durch
die schwingenden Massenteile 14, 20 nicht direkt
deformiert wird, sondern vielmehr durch die relative Verlagerung
der beiden Massenteile 14, 20 deformiert wird.
Demgemäß ist es,
verglichen mit den Gummi- oder Kautschukteilen 14, 22,
hinsichtlich des Gummi- oder Kautschukverbinders 44 weniger
wahrscheinlich, daß dieser
durch die Schwingungskraft von dem schwingenden Teil 12 her beeinflußt wird.
Das heißt,
die Federkonstante des Gummi- oder Kautschukverbinders 44 hängt weniger
von der Schwingungskraft des schwingenden Teils 12 ab.
Aufgrund des Vorhandenseins des Gummi- oder Kautschukverbinders 44 ist
daher die Abhängigkeit
der Federkonstanten des ersten und zweiten Gummi- oder Kautschukteils 16, 22 von
der Schwingungskraft vermindert, und die Federkonstanten der Federkomponenten
des ersten und zweiten Dämpfersystems 18 variieren
nur um verminderte Beträge
bei einer Änderung
der Vibrationsbeschleunigung.
Die
Phasendifferenz und die Resonanzamplituden des ersten und zweiten
Dämpfersystems 18, 24 sind
in 7 in Relation zu
der von dem schwingenden Teil 12 her angewandten Schwingungskraft
angegeben. Im besonderen ist die Beziehung zwischen der Schwingungsphase
und -amplitude der Dämpfersysteme 18, 24 bei
Resonanz des ersten Dämpfersystems 18 allgemein
in 8 gezeigt, welche
schraffierte Bereiche aufweist, in denen das erste Massenteil 14 mit
umgekehrter Phase bezüglich
des zweiten Massenteils 20 verlagert wird. In diesen schraffierten
Bereichen erhält
das erste Massenteil 14, welches in dem Resonanzzustand ist,
eine gegenüber
dem zweiten Massenteil 20 umgekehrte Kraft durch den Gummi-
oder Kautschukverbinder 44. Infolgedessen wird die Federkonstante
der Federkomponente des ersten Dämpfersystems 18 erhöht. Insbesondere
wird der Betrag der relativen Verlagerung zwischen dem ersten und
zweiten Massenteil 14, 20 bei einer Erhöhung der
Vibrationsbeschleunigung erhöht,
was zu einer Erhöhung
in der durch den Gummi- oder Kautschukverbinder 44 auf
das erste Massenteil 14 wirkenden umgekehrten Kraft führt. Dadurch
wird eine unerwünschte
Verminderung der Federkonstante aufgrund der erhöhten Vibrationsbeschleunigung
und eine resultierende Verminderung der Eigenvibrationsfrequenz
des ersten Dämpfersystems 18 vermieden.
Demgemäß weist
der dynamische Dämpfer 10 sehr
stabile Dämpfungscharakteristika
bzw. -eigenschaften auf. Das gleiche Prinzip läßt sich auf den Fall anwenden,
in dem das zweite Dämpfersystem 24 in
Resonanz ist. In diesem Falle erhält das zweite Massenteil 20 durch
den Gummi- oder Kautschukverbinder 44 die oder eine umgekehrte
Kraft, welche Kraft zur Folge hat, daß eine Verminderung der Eigenvibrationsfrequenz
des zweiten Dämpfersystems 24 aufgrund
der erhöhten
Vibrationsbeschleunigung vermieden wird.
Sofern
die Scherfederkonstante "k3" des
Gummi- oder Kautschukverbinders 44 zu klein ist, wenn das erste
und zweite Massen teil 14, 20 relativ zueinander
in den Radialrichtungen verlagert werden, mag die Interferenz zwischen
dem ersten und zweiten Massenteil 14, 20, wie
oben beschrieben, nicht zu einer genügend hohen Stabilität der Eigenvibrationsfrequenzen
des ersten und zweiten Dämpfersystems 18, 24 führen. Demgemäß wird die
Scherfederkonstante "k3" des
Gummi- oder Kautschukverbinders 44 wünschenswerterweise in Relation
zu den Federkonstanten "k1", "k2" des ersten und zweiten
Gummi- oder Kautschukteils 16, 22 in den Radialrichtungen
so festgelegt, daß die
Verhältnisse
k3/k, und k3/k2 nicht kleiner 1/8 sind.
Es
sei als nächstes
auf 9 Bezug genommen,
worin ein dynamischer Dämpfer 50 gemäß einer zweiten
Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung veranschaulicht ist. In der folgenden
Beschreibung dieser Ausführungsform
werden zur Identifizierung von strukturell/funktionell entsprechenden
Elementen die gleichen Bezugszeichen wie in der ersten Ausführungsform
benutzt, und diese strukturell/funktionell entsprechenden Elemente
werden im Detail nachstehend nicht erläutert, vielmehr wird diesbezüglich auf
die Erläuterungen zu
der ersten Ausführungsform
verwiesen.
In
dem dynamischen Dämpfer 50 gemäß dieser
Ausführungsform
der Erfindung sind die ringförmigen Leerräume 32, 32 des
ersten und zweiten Dämpfersystems 18, 24 jeweils über die
gesamte axiale Länge
des ersten bzw. zweiten Massenteils 14, 20 ausgebildet.
Daher ist das erste Kautschuk- oder Gummiteil 16 zwischen
den radial gegenüberliegenden
Oberflächen
des ersten Massenteils 14 und des schwingenden Teils 12 nicht
vorhanden, und das zweite Gummi- oder Kautschukteil 22 ist
zwischen dem radial gegenüberliegenden Oberflächen des
zweiten Massenteils 20 und des schwingenden Teils 12 ebenfalls
nicht vorhanden. Das heißt, kein
Teil oder Bereich der Gummi- oder Kautschukteile 16, 22 wird
Kompressions-/Zugkräften
ausgesetzt, die zwischen den Massenteilen 14, 20 und
dem schwingenden Teil 12 angewandt werden.
In
der obigen Anordnung werden das erste und zweite Gummi- oder Kautschukteil 16, 22,
die zum elastischen Verbinden des ersten und zweiten Massenteils 14, 20 mit
dem schwingenden Teil 12 vorgesehen sind, nicht aufgrund
von reiner Kompression derselben deformiert, aber sie können aufgrund
von Scherbelastungen und kompressiven Belastungen deformiert werden,
wenn das erste und zweite Massenteil 14, 20 aufgrund
einer Schwingung des schwingenden Teils 12 in Radialrichtungen
verlagert werden.
In
dem auf diese Weise aufgebauten dynamischen Dämpfer 50 ist der Gummi-
oder Kautschukverbinder 44 zum Verbinden der axial gegenüberliegenden
Seiten des ersten und zweiten Massenteils 14, 20,
wie in der ersten Ausführungsform,
vorgesehen, wodurch die Eigenvibrationsfrequenzen des ersten und
zweiten Dämpfersystems 18, 24 in
sehr zufriedenstellender Weise stabilisiert werden. Außerdem wird
verhindert, daß das
erste und zweite Gummi- oder Kautschukteil 16, 22 des
dynamischen Dämpfers 50 aufgrund
von reiner Kompression derselben deformiert werden, so daß es demgemäß leicht
gemacht wird, relativ kleine Federkonstanten "k1", "k2" dieser Gummi- oder
Kautschukteile 16, 22 in den Radialrichtungen
herzustellen bzw. einzustellen. Zum Beispiel können die Eigenvibrationsfrequenzen
des ersten und zweiten Dämpfersystems 18, 24 leicht
auf einen relativ niedrigen Frequenzbereich von 200 Hz oder niedriger
abgestimmt werden, um so unerwünschte
Vibrationen zu dämpfen,
die an der längeren
von zwei parallelen Antriebswellen, z.B. eines Motors, welche unterschiedliche
axiale Längen
haben, auftreten können.
In
dem dynamischen Dämpfer 50 der
vorliegenden Ausführungsform
ist die Umfangsnut 42 in dem axial mittleren Bereich der
inneren Umfangsoberfläche
des Gummi- oder Kautschukverbinders 44 ausgebildet, wie
das in der ersten Ausführungsform
der Fall ist. Diese Nut 42 macht es leicht, die Scherfederkonstante "k3" des Gummi- oder
Kautschukverbinders 44 so einzustellen, daß sie weiter
kleiner als die radialen Federkonstanten "k1" und "k2" des ersten und zweiten
Gummi- oder Kautschukteils 16, 22 sind, selbst
wenn die Federkonstanten "k1" und "k2" relativ klein sind.
Außerdem
kann, wie in 10 gezeigt
ist, stattdessen oder zusätzlich
eine Umfangsnut 46 in der äußeren Umfangsoberfläche des
Gummi- oder Kautschukverbinders 44, und zwar bevorzugt
im axial mittleren Bereich desselben, ausgebildet sein. Das gilt
auch für
die erste Ausführungsform
der Erfindung gemäß 1.
Es
sei als nächstes
auf 11 Bezug genommen,
in der ein dynamischer Dämpfer 60 gemäß einer dritten
Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung im Querschnitt gezeigt ist. Der dynamische
Dämpfer 60 umfaßt eine
aus einem geeigneten Gummi- oder Kautschukmaterial ausgebildete
elastische Hülse 61,
die ein erstes elastisches Halteteil hat, das ein Paar von ersten
elastischen Teilen oder Bereichen 61c aufweist, die eine
relativ große
Federkonstante oder hohe Steifigkeit haben, und ein zweites elastisches
Halteteil, das ein Paar von zweiten elastischen Teilen oder Bereichen 61d aufweist,
die eine relativ kleine Federkonstante oder niedrige Steifigkeit
haben. Das erste und zweite elastische Halteteil sind integral,
vorzugsweise einstückig,
miteinander in der Axialrichtung ausgebildet. Der dynamische Dämpfer 60 weist
weiter ein erstes Massenteil 62 und ein zweites Massenteil 63 auf,
von denen das eine an dem äußeren Umfang
der ersten elastischen Teile oder Bereiche 61c und das
andere an dem äußeren Umfang
der zweiten elastischen Teile oder Bereiche 61d befestigt
ist. Das erste Massenteil 62 hat eine relativ große Masse
und ist dazu geeignet, hochfrequente Vibrationen zu dämpfen, während das
zweite Massenteil 63 eine relativ kleine Masse hat und
dazu geeignet ist, niedrigfrequente Vibrationen zu dämpfen. In
dieser Ausführungsformen
bilden das erste elastische Halteteil, das die ersten elastischen
Teile oder Bereiche 61c aufweist, und das erste Massenteil 62 ein
erstes dynamisches System, während
das zweite elastische Halteteil, das die zweiten elastischen Teile
oder Bereiche 61b aufweist, und das zweite Massenteil 63 ein
zweites dynamisches System bilden.
Die
elastische Hülse 61,
die eine allgemein zylindrische Form hat, ist durch Vulkanisieren
des geeigneten Gummi- oder Kautschukmaterials ausgebildet. Eine
erste Umfangsnut 61a ist in der inneren Umfangsoberfläche des
ersten elastischen Halteteils derart ausgebildet, daß die Nut 61a radial
mit dem ersten Massenteil 62 fluchtet. Die erste Nut 61a hat
eine ein wenig kleinere axiale Länge
als das erste Massenteil 62. Die ersten elastischen Teile 61c, 61c als
Teil der elastischen Hülse 61 sind
auf den axial entgegengesetzten Seiten der ersten Nut 61a ausgebildet.
Eine zweite Umfangsnut 61b ist in der inneren Umfangsoberfläche des
zweiten elastischen Halteteils derart ausgebildet, daß die Nut 61b radial
mit dem zweiten Massenteil 63 fluchtet. Die zweite Nut 61b hat
eine ein wenig größere axiale
Länge als
das zweite Massenteil 63. Die zweiten elastischen Teile
oder Bereiche 61d, 61d sind auf den axial entgegengesetzten
Seiten der zweiten Nut 61d ausgebildet. Der erste elastische
Teil oder Bereich 61c und der zweite elastische Teil oder
Bereich 61d, die in dem axial mittleren Bereich der elastischen
Hülse 61 einander
benachbart sind, sind integral, vorzugsweise einstückig, miteinander
ausgebildet. Demgemäß sind das
erste und zweite elastische Halteteil zu der integralen, vorzugsweise
einstückigen,
elastischen Hülse 61 ausgebildet.
Das
erste Massenteil 62 mit einer relativ großen Masse
ist ein aus Metall, beispielsweise Eisen, hergestelltes ringförmiges Teil
und dazu geeignet, hochfrequente Vibrationen zu dämpfen. Dieses
erste Massenteil 62 ist an den äußeren Umfängen der ersten elastischen
Teile oder Bereiche 61c befestigt, und fluchtet radial
mit der ersten Nut 61a. Demgemäß ist das erste Massenteil 62 mittels
der ersten elastischen Teile oder Bereiche 61c elastisch
gehaltert, welche ersten elastischen Teile oder Bereiche 61c hauptsächlich aufgrund einer
Kompression derselben während
des Betriebs elastisch deformiert werden.
Das
zweite Massenteil 63 mit einer relativ kleinen Masse ist
ein ringförmiges
Teil, das aus einem relativ leichten Material hergestellt und dazu
geeignet ist, niedrigfrequente Vibrationen zu dämpfen. Der Innendurchmesser
des zweiten Massenteils 63 ist größer als jener des ersten Massenteils 62,
während
die äußeren Dimensionen
des zweiten Massenteils 63 im wesentlichen gleich jenen
des ersten Massenteils 62 sind. Dieses zweite Massenteil 63 ist
an den äußeren Umfängen der
zweiten elastischen Teile oder Bereiche 61d befestigt und
fluchtet radial mit der zweiten Umfangsnut 61b. Demgemäß ist das
zweite Massenteil 63 mittels der zweiten elastischen Teile
oder Bereiche 61d elastisch gehaltert. Im Betrieb werden
die zweiten elastischen Teile oder Bereiche 61d aufgrund
von Scherbeanspruchungen elastisch deformiert, die in den Radialrichtungen
darauf angewandt werden, da die axiale Länge der Nut 61b größer als
jene des zweiten Massenteils 63 ist.
Das
erste und zweite Massenteil 62, 63 werden an dem
ersten bzw. zweiten elastischen Teil 61c, 61d befestigt,
wenn die elastische Hülse 61 mittels
Vulkanisieren ausgebildet wird.
In
dem dynamischen Dämpfer 60 gemäß der vorliegenden
Ausführungsform
wird die gewünschte
Resonanzfrequenz des ersten Massenteils 62 dadurch her-
bzw. eingestellt, daß die
Federkonstante der ersten elastischen Teile oder Bereiche 61c im
Hinblick auf das Gewicht des Massenteils 62, die axiale
Länge der
ersten Nut 61a, die Härte
des Gummi- oder Kautschukmaterials für die elastischen Teile oder
Bereiche 61c und anderes geeignet bestimmt bzw. festgelegt
werden. Andererseits wird die gewünschte Resonanzfrequenz des zweiten
Massenteils 63 dadurch her- bzw. eingestellt, daß die Federkonstante
der zweiten elastischen Teile oder Bereiche 61d im Hinblick
auf das Gewicht des Massenteils 63, die axiale Länge der
zweiten Nut 61b, die Härte
des Gummi- oder Kautschukmaterials für die elastischen Teile oder
Bereiche 61d und anderes geeignet bestimmt bzw. festgelegt
werden. In dem vorliegenden dynamischem Dämpfer 60 ist der gewünschte Resonanzfrequenzbereich
des ersten Massen teils 62 bevorzugt etwa 540 Hz oder um
540 Hz, und der gewünschte Resonanzfrequenzbereich
des zweiten Massenteils 63 ist bevorzugt etwa 390 Hz oder
um 390 Hz.
Der
dynamische Dämpfer 60 der
vorliegenden Ausführungsform
wird auf einem stab- oder schaftförmigen schwingenden Teil, wie
einer Antriebswelle, welche wahrscheinlich relativ große Vibrationen
verursacht oder erfährt,
angebracht. Wenn das schwingende Teil in den zu der Axialrichtung
desselben senkrechten Richtungen schwingt, kommt das erste Massenteil 62 durch
die elastische Deformation der ersten elastischen Teile oder Bereiche 61c in
Resonanz, und das zweite Massenteil 63 kommt durch die
elastische Deformation der zweiten elastischen Teile oder Bereiche 61d in
Resonanz. Die Resonanz des ersten Massenteils 62 wird in dem
höheren
Frequenzbereich, d.h. vorzugsweise bei etwa 540 Hz oder um 540 Hz,
groß,
während
die Resonanz des zweiten Massenteils 63 in dem niedrigeren
Frequenzbereich groß wird,
d.h. um 390 Hz oder bei etwa 390 Hz. Demgemäß ist der dynamische Dämpfer 60 fähig, Vibrationen
sowohl in dem höheren
als auch in dem niedrigeren Frequenzbereich, wie oben angegeben,
wirksam und sehr vorteilhaft zu dämpfen.
Demgemäß weist
der dynamische Dämpfer 60 der
vorliegenden Ausführungsform
ausgezeichnete Dämpfungswirkungen
mit Bezug auf Vibrationen in den beiden unterschiedlichen Frequenzbereichen
auf, auf welche die beiden dynamischen Systeme, die das erste und
zweite Massenteil 62, 63 aufweisen, jeweils abgestimmt
sind, und zwar selbst dann, wenn nur eine kleine Differenz zwischen
den Resonanzfrequenzbereichen dieser Massenteile 62, 63 vorhanden
ist. Das heißt,
das erste und zweite Massenteil 62, 63 schwingen wirksam
resonant in den jeweiligen Resonanzfrequenzbereichen ohne den Nachteil
von Änderungen
der Eigenvibrationsfrequenzen der dynamischen Systeme und ohne Verminderung
der Resonanzamplituden und der Dämpfungswirkungen.
Weiter
kann der dynamische Dämpfer 60 der
vorliegenden Ausführungsform
kompakt oder in kleinen Abmessungen hergestellt werden, da die benachbarten
ersten und zweiten elastischen Teile oder Bereiche 61c, 61d der
elastischen Hülse 61 integral,
vorzugsweise einstückig,
miteinander ausgebildet sind. Der auf diese Weise aufgebaute dynamische
Dämpfer 60 kann
exakt auf einem beschränkten
Bereich des schwingenden Teils installiert werden, welcher relativ
große
Vibrationen bewirkt oder erfährt,
so daß dieser
dynamische Dämpfer 60 die
Vibrationen mit hoher Wirksamkeit dämpft.
In
dem oben beschriebenen dynamischen Dämpfer 60 werden die
axialen Längen
der ersten und zweiten Nut 61a, 61b so bestimmt
bzw. festgelegt, daß die
ersten elastischen Teile oder Bereiche 61c der elastischen
Hülse 61 hauptsächlich kompressiven
Kräften
ausgesetzt werden, und daß die
zweiten elastischen Teile oder Bereiche 61d hauptsächlich Scherkräften ausgesetzt
werden, wenn der dynamische Dämpfer 60 von dem
schwingenden Teil Vibrationen aufnimmt. Demgemäß können die Federkonstanten der
ersten und zweiten elastischen Teile oder Bereiche 61c, 61d durch Ändern der
axialen Längen
der Nuten 61a, 61b leicht verändert werden. Dieses ermöglicht es,
die Resonanzfrequenzbereiche der beiden dynamischen Systeme (welche
das erste und zweite Massenteil 62, 63 aufweisen)
des dynamischen Dämpfers 60 frei
zu wählen,
wobei hierfür
nur eine einfache Dämpfungsstruktur
erforderlich ist.
Es
wurde ein Test ausgeführt,
um die Resonanzcharakteristika bzw. -eigenschaften des ersten und zweiten
Massenteils 62, 63 des dynamischen Dämpfers 60 der
vorliegenden Ausführungsform
zu bestimmen. In dem Test wurde der dynamische Dämpfer 60 mit einer
gegebenen Vibrationsbeschleunigung oszilliert, und die Größen der
Schwingung des ersten und zweiten Massenteils 62, 63 wurden
jeweils bei jeder Frequenz der Vibrationen, die auf den Dämpfer 60 angewandt
wurden, gemessen. Die Ergebnisse der Messung mit Bezug auf das zweite
Massenteil 63 sind in der Kurvendarstellung der 14(a) angegeben, und das
Meßergeb nis mit
Bezug auf das erste Massenteil 62 ist in der Kurvendarstellung
der 14(b) wiedergegeben.
Als
ein erstes Vergleichsbeispiel wurde ein dynamischer Dämpfer 70 hergestellt,
der zwei Massenteile 72, 73 mit der gleichen Masse
hat, wie in 12 gezeigt
ist. Die Resonanzcharakteristika bzw. -eigenschaften des jeweiligen
Massenteils 72, 73 wurden in der gleichen Art
und Weise, wie oben beschrieben, gemessen. Der dynamische Dämpfer 70 dieses
Vergleichsbeispiels unterscheidet sich von dem in 11 gezeigten dynamischen Dämpfer 60 nur
darin, daß die
Formen der ersten und zweiten elastischen Teile oder Bereiche 71c, 71d der
elastischen Hülse 71 gemäß den obigen Änderungen
der Größen des
ersten und zweiten Massenteils 72, 73 geändert sind.
Das Ergebnis der Messung mit Bezug auf das an den zweiten elastischen
Teilen oder Bereichen 71d befestigte zweite Massenteil 73 ist
in der Kurvendarstellung der 15(a) angegeben,
und das Ergebnis der Messung mit Bezug auf das an den ersten elastischen
Teilen oder Bereichen 71c befestigte erste Massenteil 72 ist
in der Kurvendarstellung der 15(b) wiedergegeben.
Als
ein zweites Vergleichsbeispiel wurde ein dynamischer Dämpfer 80 hergestellt,
der ein erstes Massenteil 82 mit einer relativ großen Masse
und ein zweites Massenteil 83 mit einer relativ kleinen
Masse hat, welche an den ersten bzw. zweiten elastischen Teilen
oder Bereichen 61c, 61d derart befestigt sind,
daß der Innendurchmesser
des ersten Massenteils 82 größer als jener des zweiten Massenteils 83 ist,
wie in 13 gezeigt ist.
Die Resonanzcharakteristika bzw. -eigenschaften des jeweiligen Massenteils 82, 83 wurden
in der gleichen Art und Weise, wie oben beschrieben, gemessen. Der
dynamische Dämpfer 80 dieses
Vergleichsbeispiels unterscheidet sich von dem dynamischen Dämpfer 60,
wie er in 11 gezeigt
ist, nur darin, daß die Formen
der ersten und zweiten elastischen Teile oder Bereiche 81c, 81d der
elastischen Hülse 81 entsprechend
den Änderungen
in den Größen des
ersten und zweiten Mas senteils 82, 83 geändert sind.
Das Ergebnis der Messung mit Bezug auf das zweite Massenteil 83 ist
in der Kurvendarstellung der 16(a) angegeben, und
das Ergebnis der Messung mit Bezug auf das erste Massenteil 82 ist
in der Kurvendarstellung der 16(b) wiedergegeben.
Aus
den Kurvendarstellungen der 15(a), 15(b), 16(a) und 16(b) ist
ersichtlich, daß die
dynamischen Dämpfer 70, 80 der
Vergleichsbeispiele an Änderungen
der Eigenvibrationsfrequenzen der beiden Dämpfersysteme und der Verminderung
der Resonanzamplitude sowie der Verminderung der Dämpfungswirkung
leiden, wodurch die Resonanz des ersten Massenteils 72, 82 in
dem höheren
Resonanzfrequenzbereich nicht genügend groß ist.
Andererseits
weist der dynamische Dämpfer 60 der
vorliegenden Ausführungsform
ausgezeichnete Dämpfungswirkungen
aufgrund der Resonanzen der beiden Massenteile in dem niedrigeren
und dem höheren Resonanzfrequenzbereich
auf, wie aus den Kurvendarstellungen der 14(a) und 14(b) ersichtlich
ist.
Als
nächstes
sei auf 17 Bezug genommen,
worin ein dynamischer Dämpfer 90 gemäß einer
vierten Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung im Querschnitt gezeigt ist, wobei dieser
dynamische Dämpfer 90 im
wesentlichen die gleiche Grundstruktur wie der in 11 gezeigte dynamische Dämpfer 60 hat,
jedoch mit der Ausnahme, daß die
Federkonstante bzw. -konstanten der ersten elastischen Teile oder
Bereiche 91c und der zweiten elastischen Teile oder Bereiche 91d der
elastischen Hülse 91 größer als
jene der elastischen Hülse 61 der
dritten Ausführungsform
ist bzw. sind. Wie in der vorherigen Ausführungsform ist die Federkonstante
der ersten elastischen Teile oder Bereiche 91c größer als
jene der zweiten elastischen Teile oder Bereiche 91d. Spezieller
ist es so, daß die
elastische Hülse 91 in
ihrem inneren Umfang mit einer ersten und zweiten Umfangsnut 91a, 91b ausgebildet
ist, welche jeweils eine kleinere axiale Länge haben, als die erste und
zweite Nut 61a, 61b der dritten Ausführungsform.
In diesem Falle befinden sich erhöhte und/oder vergrößerte Teile oder
Bereiche der ersten elastischen Teile oder Bereiche 91c zwischen
dem ersten Massenteil 92 und dem schwingenden Teil, so
daß eine
erhöhte
Federkomponente vorgesehen ist, welche aufgrund der Kompression derselben
elastisch deformiert wird. Die zweiten elastischen Teile oder Bereiche 91d umfassen
auch Teile oder Bereiche, welche zwischen das zweite Massenteil 93 und
das schwingende Teil zwischengefügt
sind, und welche aufgrund der Kompression derselben während des
Betriebs elastisch deformiert werden.
Der
oben beschriebene dynamische Dämpfer 90 liefert ähnliche
bzw. gleichartige Wirkungen, wie sie hinsichtlich des dynamischen
Dämpfers 60 der
dritten Ausführungsform
erhalten werden.
Die 18 zeigt im Querschnitt
einen dynamischen Dämpfer 100 gemäß einer
fünften
Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung. Der dynamische Dämpfer 100 unterscheidet
sich von dem dynamischen Dämpfer 90 gemäß der vierten
Ausführungsform
in den Formen der ersten elastischen Teile oder Bereiche 101c und
der zweiten elastischen Teile oder Bereiche 101d der elastischen
Hülse 101.
Das heißt,
die Formen der ersten und zweiten elastischen Teile oder Bereiche 101c, 101d sind
derart verändert,
daß die
Federkonstanten dieser elastischen Teile oder Bereiche 101c, 101d noch
größer als
jene der elastischen Hülse 91 gemäß der vierten
Ausführungsform
sind. In dieser Ausführungsform
ist auch die Federkonstante des ersten elastischen Teils oder Bereichs 101c größer als
jene der zweiten elastischen Teile oder Bereiche 101d.
Spezieller ist es so, daß die
elastische Hülse 101 keine
erste Nut hat, die den ersten Nuten 61a, 91a äquivalent
ist, welche in den inneren Umfangsoberflächen der elastischen Hülsen 61, 91 der
vorherigen Ausführungsformen
ausgebildet sind, sondern sie hat nur eine zweite Nut 101b,
die einem zweiten Massenteil 103 entspricht, welche Nut 101b eine
kleinere axiale Länge
hat, als es jene der zweiten Nut 91b der vierten Ausführungsform
ist. In dieser Anordnung ist der erste elastische Teil oder Bereich 101c zwischen
das erste Massenteil 102 und das schwingende Teil zwischengefügt, und
zwar über
die gesamte axiale Länge
des Massenteils 102, so daß eine erhöhte bzw. vergrößerte Federkomponente
vorgesehen ist, welche aufgrund der Kompression derselben elastisch
deformiert wird. Weiter sind erhöhte
bzw. vergrößerte Teile
oder Bereiche der zweiten elastischen Teile oder Bereiche 101d zwischen
das zweite Massenteil 103 und das schwingende Teil zwischengefügt, so daß eine erhöhte bzw.
vergrößerte Federkomponente
vorgesehen ist, welche aufgrund der Kompression derselben elastisch
deformiert wird.
Der
vorstehend beschriebene dynamische Dämpfer 100 liefert
gleichartige bzw. ähnliche
Wirkungen, wie sie bezüglichen
des dynamischen Dämpfers 60 der
dritten Ausführungsform
erhalten werden.
Die 19 zeigt im Querschnitt
einen dynamischen Dämpfer 110 gemäß einer
sechsten Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung. Der dynamische Dämpfer 110 hat im wesentlichen
die gleiche Grundstruktur wie der dynamische Dämpfer 60 gemäß der dritten
Ausführungsform,
jedoch mit der Ausnahme, daß die
elastische Hülse 111 demgegenüber unterschiedlich
so geformt ist, daß die
Federkonstante(n) ihrer ersten elastischen Teile oder Bereiche 111c und
ihrer zweiten elastischen Teile oder Bereiche 111d kleiner
als jene der dritten Ausführungsform
sind. Spezieller ist es so, daß die
elastische Hülse 111 an
ihrem inneren Umfang mit einer ersten und zweiten Umfangsnut 111a, 111b ausgebildet
ist, welche Umfangsnuten jeweils eine größere axiale Länge als
die erste und zweite Nut 61a, 61b der dritten
Ausführungsform
haben. In dieser Anordnung ist kein Teil oder Bereich der ersten
und zweiten elastischen Teile oder Bereiche 111c, 111d zwischen
dem ersten und zweiten Massenteil 112, 113 und
dem schwingenden Teil vorhanden. Im Betrieb werden diese elastischen
Teile oder Bereiche 111c, 111d aufgrund von Scherbeanspruchungen,
die darauf angewandt werden, wenn die Massenteile 112, 113 schwingen,
elastisch deformiert. Da die axiale Länge der zweiten Nut 111b größer als jene
der ersten Nut 111a ist, ist die Federkonstante der zweiten
elastischen Teile oder Bereiche 111d kleiner als jene der
ersten elastischen Teile oder Bereiche 111c.
Obwohl
die vorliegende Erfindung in näheren
Einzelheiten von gegenwärtig
besonders bevorzugten Ausführungsformen
derselben beschrieben worden ist, insbesondere, um besonders vorteilhafte
Beispiele anzugeben, versteht es sich, daß die Erfindung in keiner Weise
auf diese Ausführungsformen
und/oder Details von dargestellten oder beschriebenen Ausführungsformen
beschränkt
ist, sondern vielmehr auch in anderer Weise vorteilhaft ausgeführt werden
kann.
So
können
z.B. in dem dynamischen Dämpfer 10 gemäß der ersten
Ausführungsform
die Federkonstanten des ersten und zweiten Gummi- oder Kautschukteils 16, 22 in
den Radialrichtungen leicht dadurch erhöht werden, daß die elastisch
zu deformierenden Teile oder Bereiche 34 entsprechend den
darauf angewandten Kompressions-/Zugkräften ausgebildet werden. Demgemäß kann die
Scherfederkonstante des Gummi- oder Kautschukverbinders 44 leicht
so eingestellt werden, daß sie
kleiner als die Federkonstanten der Gummi- oder Kautschukteile 16, 22 ist.
Daher braucht die Umfangsnut 42 nicht notwendigerweise
in der inneren Umfangsoberfläche
des Gummi- oder Kautschukverbinders 44 ausgebildet zu werden.
Das
erste und zweite Gummi- oder Kautschukteil 16, 22 des
dynamischen Dämpfers 10 kann
derart abgewandelt sein, daß die
innere(n) Umfangsoberfläche(n)
von einer oder beiden Gummi- oder
Kautschukschichten 26 in engem Kontakt mit der äußeren Umfangsoberfläche des
schwingenden Teils 12 gehalten wird/werden. Demgemäß wird/werden
der ringförmige
Leerraum oder die ringförmigen
Leerräume 32 eliminiert,
und der Teil oder Bereich 34, welche Kompressions-/Zugkräften ausgesetzt
werden soll, wird über
die gesamte axiale Länge
des entsprechenden Massenteils ausgebildet. Alternativ mag nur ein
Teil oder Bereich der Kautschuk- oder Gummischicht 26,
welcher dem axial mittleren Teil oder Bereich des ringförmigen Leerraums 32 entspricht,
in Kontakt mit der äußeren Umfangsoberfläche des
schwingenden Teils 12 gehalten werden, so daß separat
ein Gummi- oder Kautschukteil oder -bereich ausgebildet wird, welcher
aufgrund der Kompressions-/Zugkräfte
deformiert werden soll.
Obwohl
die Umfangsnut 42 in der inneren Umfangsoberfläche des
Gummi- oder Kautschukverbinders 44 gemäß der ersten und zweiten Ausführungsform
ausgebildet ist, kann eine andere Umfangsnut 46 in der äußeren Umfangsoberfläche des
Gummi- oder Kautschukverbinders anstelle der Nut 42 oder
zusätzlich
zu der Nut 42 ausgebildet sein, wie in 10 gezeigt ist.
Weiter
brauchen die axial gegenüberliegenden
Seiten des ersten und zweiten Massenteils 14, 20 nicht notwendigerweise
in der Axialrichtung miteinander zu fluchten. Zum Beispiel kann
der innere Durchmesser des zweiten Massenteils 20 so festgesetzt
sein, daß er
größer als
der Außendurchmesser
des ersten Massenteils 14 ist.
In
der ersten und zweiten Ausführungsform
hat die äußere Umfangsoberfläche des
Gummi- oder Kautschukverbinders 44 einen allgemein V-förmigen Querschnitt,
wobei sich die benachbarten abgeschrägten Teile 28, 28 des
ersten und zweiten Gummi- oder Kautschukteils 16, 22 von
den axial gegenüberliegenden
Seiten des ersten und zweiten Massenteils 14, 20 aus
erstrecken. Jedoch ist die Form des Gummi- oder Kautschukverbinders 44 nicht
auf jene der dargestellten Ausführungsformen
beschränkt,
sondern sie kann geeignet so geändert
werden, daß der
dynamische Dämpfer
bestimmte gewünschte
Vibrationsdämpfungscharakteristika oder
-eigenschaften aufweist. Zum Beispiel kann der Gummi- oder Kautschukverbinder 44 eine
zylindrische äußere Umfangsoberfläche mit
einem konstanten Außendurchmesser
besitzen.
Obwohl
die aufgrund von Kompressions-/Zugkräften elastisch zu deformierenden
Teile oder Bereiche 34 zwischen sowohl dem er sten als auch
dem zweiten Massenteil 14, 20 und dem schwingenden
Teil 12 gemäß der ersten
Ausführungsform
ausgebildet sind, können
derartige Teile oder Bereiche 34 auch nur zwischen einem
der Massenteile 14, 20 und dem schwingenden Teil 12 ausgebildet
sein. In entsprechender Weise kann in der zweiten Ausführungsform
nur einer der ringförmigen
Leerräume 32,
der zwischen dem jeweiligen Massenteil 14, 20 und
dem schwingenden Teil 12 ausgebildet ist, eine axiale Länge haben,
die gleich der axialen Länge
des entsprechenden Massenteils 14, 20 oder größer als
diese axiale Länge
ist.
Obwohl
die dynamischen Dämpfer
der dargestellten und beschriebenen Ausführungsformen vorteilhafterweise
auf Antriebswellen von Kraftfahrzeugen angebracht werden, kann der
dynamische Dämpfer
gemäß der vorliegenden
Erfindung auch auf verschiedenen Arten von stab-, rohr- oder schaftartigen
Strukturen installiert werden, wie verschiedenen Schaften, Armen
und/oder Leitungen zur Ausbildung von Fluidkanälen, so daß er Vibrationen aufgrund der
Resonanz der Strukturen oder Vibrationen, die durch die Strukturen übertragen
werden, dynamisch absorbiert oder dämpft.
Selbstverständlich ist
die vorliegende Erfindung nicht auf die dargestellten und/oder beschriebenen Ausführungsformen
beschränkt,
sondern sie kann im Rahmen des Gegenstandes der Erfindung, wie er
in den Patentansprüchen
angegeben ist, sowie im Rahmen des allgemeinen Erfindungsgedankens,
wie er den gesamten Unterlagen zu entnehmen ist, auf verschiedenste
Art und Weise mit Erfolg ausgeführt
werden, insbesondere unter Vornahme verschiedenster Änderungen,
Modifikationen und Verbesserungen, wie sie dem Fachmann erkennbar
sind, ohne daß dadurch
der Gegenstand der Erfindung oder der allgemeine Erfindungsgedanken
der vorliegenden Erfindung verlassen wird.
Mit
der Erfindung wird insbesondere ein dynamischer Dämpfer vom
Doppelmassen-Typ zur Verfügung gestellt,
der auf einem stab-, schaft- und/oder rohrförmigen schwingenden Teil an bringbar
ist sowie ein erstes Dämpfersystem
und ein zweites Dämpfersystem
aufweist, die auf zwei unterschiedliche Frequenzbereiche abgestimmt
sind. Jedes der Dämpfersystem
umfaßt
ein, vorzugsweise ringförmiges
bzw. hülsenförmiges und/oder
zylindrisches, Massenteil, das radial auswärts von dem schwingenden Teil
angeordnet ist, und ein elastisches Halteteil zum elastischen Halten
des Massenteils mit Bezug auf das schwingende Teil. Die elastischen
Halteteile der beiden Dämpfersysteme
sind in der Axialrichtung in Reihe angeordnet und in der Axialrichtung
miteinander verbunden. Der dynamische Dämpfer weist weiter einen elastischen
Verbinder, insbesondere einen Gummi- oder Kautschukverbinder, auf,
welcher von benachbarten Teilen der elastischen Halteteile zur elastischen
Verbindung von axial gegenüberliegenden
Seiten der beiden Massenteile ausgebildet ist. Die beiden elastischen
Halteteile haben jeweils eine Federkonstante bzw. Federkonstanten,
gemessen in der Radialrichtung bzw. den Radialrichtungen, welche
Federkonstanten beide größer als
eine Scherfederkonstante des elastischen Verbinders, insbesondere
des Gummi- oder Kautschukverbinders, sind, der bei relativer Verlagerung
der Massenteile in den Radialrichtungen Scherbeanspruchungen ausgesetzt
ist.
Es
sei darauf hingewiesen, daß dort,
wo Teile oder Bereiche als aus Gummi oder Kautschuk bestehend oder
hergestellt beschrieben sind, dieses Material zwar besonders bevorzugt
wird, aber allgemein ein geeignetes elastisches Material, vorzugsweise
ein gummielastisches Material, sein kann, das bevorzugt vulkanisierbar
ist und/oder das vorzugsweise ein Kunststoffmaterial ist.
