DE19611268A1 - Reibscheibendämpfer für Torsionsschwingungen - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft einen Reibscheibendämpfer nach dem Oberbegriff des Patentanspruches 1.

Ein wesentliches Problem besteht bei Reibscheibendämpfern darin, daß die Eigenfrequenz der Reibscheibendämpfer im Drehzahlbereich der Verbren­ nungsmotoren liegt, deren Drehschwingungen zu dämpfen sind.

Im unterkritischen Drehzahlbereich ist eine sehr hohe Dämpfung erforderlich, da andernfalls die Eigenfrequenz des Reibscheibendämpfers zu einer deutlichen Überhöhung der Drehbeschleunigungen gegenüber der Primärseite führt.

Im überkritischen Drehzahlbereich, d. h. etwa über einer Motordrehzahl von 3000 U/min ist dagegen jede Dämpfung störend. Folglich ist in diesem Bereich jede Dämpfung zu vermeiden, so daß eine möglichst reibungsfreie Relativbewegung zwischen der Primär- und der Sekundärseite gefordert wird.

Bei bekannten Reibscheibendämpfern ist jeweils nur eine festeingestellte Reibkraft vorgesehen, die z. B. mittels ineinandergesteckter, federbelasteter Konen erzeugt wird. Ist die Reibkraft groß, so ergibt sich im unterkritischen Drehzahlbereich keine oder nur eine schwache Überhöhung der Drehbeschleunigung zwischen Primär-und Sekundärseite, was an sich erwünscht ist. Dafür ergeben sich im überkritischen Drehzahlbereich für die Sekundärseite untragbare Werte. Wählt man einen Reibscheibendämpfer mit schwacher Dämpfung, so ergibt sich im unterkritischen Drehzahlbereich eine deutliche Überhöhung der Drehbeschleunigung zwischen der Primär- und der Sekundärseite, die äußerst unerwünscht ist, während die Werte im überkritischen Drehzahlbereich befriedigend sein können. Aus den vorgenannten physikalischen Gründen können Reibscheibendämpfer mit konstanter Dämpfung keine im ganzen Drehzahlbereich optimale Lösung bieten.

Andererseits sind mechanische Reibscheibendämpfer preiswert herstellbar und wesentlich billiger, als die komplizierteren hydraulischen Torsionsschwingungsdämp­ fer.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Reibscheibendämpfer für den gesamten Drehzahlbereich zu schaffen, d. h. einen solchen, der im unterkritischen Drehzahlbereich mit sehr geringen Kräften eine möglichst hohe und im überkritischen Drehzahlbereich eine möglichst niedrige, möglichst drehzahlabhängig gesteuerte Dämpfung bewirkt. Ferner ist vorgesehen, den Reibscheibendämpfer so zu gestalten, daß er keinen zusätzlichen Bauraum in Anspruch nimmt, so daß er auch nachträglich gegen vorhandene, bekannte Reibscheibendämpfer austauschbar ist.

Die gestellte Aufgabe wird durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruches 1 gelöst.

Das drehzahlabhängig wirkende Betätigungsglied bewirkt eine mit wachsender Drehzahl abnehmende Andrückkraft auf die Reibeinrichtung und kann so eingestellt sein, daß die Andrückkraft bei Überschreiten der kritischen Drehzahl auf Null geht.

Eine weitere Aufgabe der Erfindung besteht darin, den Reibscheibendämpfer so auszubilden, daß er außer der drehzahlgesteuerten Dämpfung eine zusätzliche drehmomentenabhängige Steuerung ermöglicht.

Bei zunehmendem übertragenen Drehmoment vergrößert sich der relative Verdrehwinkel zwischen dem Primär- und dem Sekundärteil des Reib­ scheibendämpfers. Wird dem Betätigungsglied ein Drehmomentenwandler vor­ geschaltet, dann ist es möglich, dem Betätigungsglied eine drehmomentenab­ hängige Steuerung zu überlagern.

In den weiteren Unteransprüchen sind vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung angegeben.

Nachstehend ist die Erfindung anhand der Zeichnung näher erläutert. Es zeigen:

Fig. 1 einen Querschnitt durch einen Reibscheibendämpfer nach der Erfindung nach der Linie I-I in Fig. 2 und

Fig. 2 einen axialen Längsschnitt nach der Linie II-II in Fig. 1, im unterkritischen Drehzahlbereich

Fig. 3 den unteren Teil des in Fig. 2 dargestellten Reibscheibendämpfers im über­ kritischen Drehzahlbereich.

Fig. 4 eine vergrößerte Einzelheit in Fig. 2 und

Fig. 5 eine andere vergrößerte Einzelheit der Fig. 2.

Die Zeichnung zeigt ein antriebsseitiges Schwungrad 1 mit Reibelementen 2, die mit Reibelementen 3 einer Kupplung 4 zusammenwirken, die nur schematisch dargestellt ist. Zwischen den Reibelementen 2, 3 ist ein Blechring 5 eingeschlossen, der einen Teil des Primärteiles 6 eines Reibscheibendämpfers bildet. Das Primärteil 6 ist ein hohlscheibenartiges Gehäuse, das drehbar auf Kunststofflagern 7 sitzt, die ihrerseits auf einer Nabe 8 eines Sekundärteiles 9 angeordnet sind. Die Nabe 8. sitzt auf der Abtriebswelle 10.

Das Sekundärteil 9 ist im wesentlichen scheibenförmig ausgebildet und im Primärteil 6 aufgenommen. Es trägt mit radialem Abstand von der Drehachse 11 tangential angeordnete, relativ große Druckfedern 12, die sich an Ausschnitten des Primärteiles 6 abstützen und dieses mit dem Sekundärteil 9 elastisch koppeln. Die tangentialen Druckfedern 12 sind so angeordnet, daß sie zwischen den Primär- und Sekundärteilen 6, 9 ein Spiel über einen "inaktiven Verdrehwinkel" von z. B. 5° zulassen. Das Primär- und das Sekundärteil 6, 9 sind zueinander zentriert angeordnet.

An seinem Umfang trägt das Sekundärteil 9 eine Anzahl axial hintereinander angeordneter dünner Lamellenringe 13, zwischen die jeweils dickere Lamellenringe 14 ragen, die auf einer axialen Innenverzahnung 15 des Primärteiles 6 axial verschiebbar, und mit dem Primärteil 6 umlaufend angeordnet sind. Die La­ mellenringe 13 sitzen auf einer axialen Außenverzahnung 16 des Sekundärteiles 9 und sind auf diesem ebenfalls axial verschiebbar.

Das aus den Lamellenringen 13, 14 bestehende Lamellenringpaket, das eine sehr große Reibfläche aufweist, bildet eine Reibeinrichtung 17, mit der die Drehschwingungen im unterkritischen Drehzahlbereich mit sehr geringen Kräften gedämpft werden können. Das Lamellenringpaket 13, 14 stützt sich rückwärtig an der Rückseite des Primärteiles 6 ab. An der Vorderseite des Lamellenringpakets 13, 24 ist ein axial verstellbarer Druckring 18 angeordnet.

Im Raum zwischen diesem Druckring 18 und der Vorderseite des Primärteiles 6 sind radiale Blattfedern 19 angeordnet, die an ihren radial äußeren Enden Fliehgewichte 20 tragen. Die Blattfedern 19 bilden mit Betätigungsglieder für die Reibeinrichtung 17. In der in Fig. 2 dargestellten Stellung sind die Blattfedern 19 so gegen die Reibeinrichtung 17 verspannt, daß sie gegen den Druckring 18 drücken und damit mit sehr geringen Federkräften eine hohe Reibungskraft zwischen den sich axial verschiebenden Lamellenringen 13, 14 hervorrufen, die etwas nach rechts verschoben sind.

Die Blattfedern 19 und die Fliehgewichte 20 sind so eingestellt, daß sie bei der kritischen Drehzahl, z. B. bei etwa 3000 U/min, vom Druckring 18 nach links abheben und damit die Reibeinrichtung 17 freigeben.(Fig. 3) Damit wird die von der Reibeinrichtung 17 ausgeübte Dämpfung drehzahlabhängig von einem Maximum im unterkritischen Drehzahlbereich auf ein Minimum, d. h. "Null" im überkritischen Drehzahlbereich zurückgeführt.

Bei etwa 4000 U/min legen sich die Fliehgewichte 20 mit einem Anschlag 24 am Sekundärteil 9 an um eine Überbeanspruchung der Blattfedern 19 zu vermeiden.

Wie insbesondere Fig. 2 erkennen läßt, sind die inneren Enden der Blattfedern 19 an einem Kunststoffring 25 befestigt, der axial verschiebbar, aber auf einer Axialverzahnung mit der Nabe 8 umlaufend auf dieser angeordnet ist. Die rückwärtige Stirnwand des Kunststoffringes 25 ist mittels Axialfedern 26 an dem scheibenförmigen Sekundärteil 9 abgestützt, wodurch die vordere Stirnwand des Kunststoffringes 25 gegen tangentiale, am Primärteil befestigte Axialkeile 27 gedrückt wird. Sobald infolge eines zu übertragenden Drehmomentes sich der Relativdrehwinkel zwischen dem Primär- und dem Sekundärteil 6 bzw. 9 wesentlich ändert, verschiebt sich der Kunststoffring 25 relativ zu den Axialkeilen 27 um diesen Drehwinkel, wobei er axial auf der Nabe 8 gegen das Sekundärteil 9 verschoben wird. Damit werden auch die Blattfedern 19 um ein geringes Maß axial verschoben, so daß der drehzahlabhängigen Vorspannkraft des Betätigungsgliedes 19 eine lastabhängige Komponente der Vorspannkraft überlagert wird. Die Axialkeile 27 und der Kunststoffring 25 bilden damit einen Drehmomentenwandler 21.

Die Axialkeile 27 sind so ausgebildet, daß sie zunächst eine zur Querschnittsfläche parallele Fläche aufweisen, die dann in die Keilsteigung, ggf. nach einer Kurve übergeht. Auf diese Weise ergibt sich bei einer anfänglichen relativen Verdrehung des Primär- und des Sekundärteiles 6 bzw. 9, die auf dem Spiel zwischen diesen und den tangentialen Druckfedern 12 beruht, noch keine Aktion des Drehmomentenwandlers 21. Dieser Verdrehwinkel sei als "Totwinkel" bezeichnet. Er soll möglichst kleiner sein, als der "inaktive Verdrehwinkel", der sich aus dem Spiel der tangentialen Druckfedern 12 ergibt.

Fig. 2 zeigt die Blattfedern 19 im unterkritischen Drehzahlbereich, aber bei Übertragung des vollen Drehmomentes, wobei die volle Vorspannkraft auf das Lamellenringpaket 13, 14 einwirkt. In Fig. 3 sind die Blattfedern 19 im überkritischen Drehzahlbereich dargestellt, in dem sie keine Berührung mit dem Lamellenringpaket 13, 14 haben, und dieses keine Reibungskraft ausübt. Ferner ist auch der Drehmomentenwandler 21 in seiner Ruhestellung, d. h. der Kunststoffring 25 ist in seine Ruhestellung nach links verschoben.

Auf der Stirnseite des die Blattfedern 19 tragenden Kunststoffringes 25 ist zweckmäßig eine Einrichtung zur Leerlaufentkopplung 22 angeordnet. (Idle- Entkopplung). Zu diesem Zweck weist der Kunststoffring 25 axiale Bohrungen 28 auf, in denen jeweils ein Zentrierkolben 29 geführt ist. Der Zentrierkolben 29 stützt sich über eine Druckfeder 30 am Sekundärteil 9 ab und drückt gegen eine flache Keilnut in der die Axialkeile 27 tragenden, umlaufenden Schreibe 31, die fest mit dem Primärteil 6 verbunden ist. Diese Scheibe 31 weist im Bereich der Zentrierkolben 29 Nocken 32 mit beiderseits der Keilnut angeordneten Keilebenen für den Zentrierkolben 29 auf, die dann in eine zur Querschnittsebene parallele Fläche 33 übergehen.

Beim Leerlauf können sich leichte Relativverdrehungen zwischen den Primär- und Sekundärteilen 6, 9 ergeben. Infolge der auf die Keilnut wirkenden federbelasteten Zentrierkolben 29 stellen sich Rückstellkräfte ein, die die das Primärteil 6 und das Sekundärteil 9 wieder zueinander zentrieren.

Claims (10)

1. Reibscheibendämpfer für Torsionsschwingungen, bestehend aus einem mit einem Primärteil über tangentiale Druckfedern verbundenen Sekundärteil, das aus einer mit der Abtriebswelle verbundenen Scheibe oder dgl. besteht, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Primärteil (6) und dem Sekundärteil (9) eine mechanische oder hydraulische Reibeinrichtung (17) vorgesehen ist, die mindestens ein mit dem Primär- oder Sekundärteil (6, 9) umlaufendes Betätigungsglied (19) auf­ weist, dessen Einwirkung auf die Reibeinrichtung (17) bei zunehmender Drehzahl abnimmt.

2. Reibscheibendämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das bzw. die Betätigungsglied(er) (19) mit einem Fliehkraftregler (20) verbunden sind.

3. Reibscheibendämpfer nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die tangentialen Druckfedern (12) zwischen dem Primär- und dem Se­ kundärteil (6, 9) mit einem Spiel eingesetzt sind, das einen inaktiven Ver­ drehwinkel zwischen dem Primär- und dem Sekundärteil (6, 9) ergibt.

4. Reibscheibendämpfer nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibeinrichtung (17) aus einem Lamellenringpaket besteht, wobei das Primärteil (6) eine Anzahl axial hintereinander angeordneter und bewegbarer Lamellenringe (14) trägt, die jeweils zwischen axial bewegbar mit dem Sekun­ därteil (9) verbundene Lamellenringe (13) eingreifen und daß am Primär- oder Sekundärteil (6, 9) angeordnete, mit diesem umlaufende und mit ihren äu­ ßeren Enden auf den ihnen zugewandten Lamellenring axial drückende Blatt­ federn (19,) als Betätigungsglieder (19) vorgesehen sind, die an ihren äuße­ ren, axialen Enden Fliehgewichte (20) als Fliehkraftregler tragen.

5. Reibscheibendämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das bzw. die Betätigungsglied(er) (19) axial bewegbar auf dem Primär- oder Sekundärteil (6, 9) geführt und an diesem axial gegen einen Drehmomentenwandler (21) abgestützt sind, der das bzw. die Betätigungs­ glied(er) (19) in Abhängigkeit vom Drehwinkel zwischen dem Primär- und dem Sekundärteil (6, 9) axial verschiebt.

6. Reibscheibendämpfer nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß das bzw. die Betätigungsglied(er) (19) auf einer am Sekundär- oder Primärteil (6,9) axial geführten und mit diesem umlaufenden Nabe (8) sitzen, die mittels einer am Sekundär oder Primärteil (6, 9) angreifenden Axialfeder (26) gegen einen am Primär- oder Sekundärteil (6, 9) angeordneten, tangentialen Axialkeil (27) abgestützt ist.

7. Reibscheibendämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekenn­ zeichnet, daß eine Einrichtung (22) zur Leerlaufentkopplung vorgesehen ist, die aus einem am Sekundärteil (9) federnd abgestützten bewegbaren Zen­ trierkolben (29) gebildet ist, dessen Flanken sich an keilförmigen Flächen (32) des Primärteiles (6) abstützen.

8. Reibscheibendämpfer nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß der tangentiale Axialkeil (27) des Drehmomentenwandlers (21) einen in der Querschnittsebene liegenden Teil aufweist, der einem bestimmten Ver­ drehwinkel zwischen Primär- und Sekundärteil (6, 9) entspricht, der als "Tot­ winkel" bezeichnet wird, und der keine axiale Kraft auf den Drehmomenten­ wandler (21) ausübt.

9. Reibscheibendämpfer nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß der Totwinkel des Drehmomentenwandlers (21) kleiner ist, als der inaktive Ver­ drehwinkel der tangentialen Druckfedern (12).

10. Reibscheibendämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekenn­ zeichnet, daß am Sekundärteil (9) ein Anschläge (24) für die Fliehgewichte (20) vorgesehen ist, die deren Lösebewegung begrenzen.