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Die
vorliegende Erfindung betrifft ein Zweimassen-Dämpfungsschwungrad,
bestehend aus zwei – einem
primären
und einem sekundären – koaxialen
Rotationsträgheitselementen,
aus Verbindungsmitteln, um die Trägheitselemente miteinander zu
verbinden, wobei sie zwischen ihnen eine Phasenverschiebung entgegen
einem elastischen Moment ermöglichen,
sowie aus parallel an den Verbindungsmitteln angeordneten Reibungsdämpfungsmitteln, wie
es beispielsweise aus der WO 94/27062 A1 hervorgeht.
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Wärmekraftmaschinen,
wie etwa Kraftfahrzeugmotoren, erzeugen zyklisch veränderliche
Drehmomente, während
die Übertragungsmechanismen Widerstandsmomente
aufweisen, die in erster Annäherung
konstant bzw. relativ langsam veränderlich sind, wozu noch zufällige Änderungen
begrenzten Ausmaßes
hinzukommen. Das Vorhandensein eines Schwungrads an der Motorwelle
und die kraftschlüssige
Verbindung zwischen dem Motor und dem Übertragungsmechanismus, der
eine erhebliche Trägheit aufweist,
bewirken eine gewisse Regulierung des übertragenen Motordrehmoments.
Aufgrund der Elastizität der
Organe des Übertragungsmechanismus
haben die zyklischen Veränderungen
jedoch Schwingungen mit Resonanzen bei bestimmten Drehzahlen zur
Folge.
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Wenn
die Verbindung zwischen dem Motor und dem Übertragungsmechanismus nicht
kraftschlüssig
ist – Leerlaufstellung
oder Schlupf der Kraftübertragung
beim Einkuppeln oder progressive Kupplung -, wirkt die Trägheit der
Kraftübertragung kaum
noch bzw. gar nicht, und die Schwingungen vergrößern sich, zumal in diesen
Phasen die Motordrehzahl relativ niedrig und die Trägheit des Schwungrads
relativ unwirksam ausfällt.
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Daher
werden die Kraftübertragungsmechanismen
sehr häufig
mit Vorrichtungen zur Filterung der Schwingungen ausgerüstet, die
aus einem elastischen Kupplungsmittel, das in Abhängigkeit
vom übertragenen
Drehmoment eine Phasenverschiebungen zwischen den vorgeschalteten
Organen, einschließlich
Motor, und den nachgeschalteten Organen ermöglichen, und aus einer Dämpfungsvorrichtung
bestehen, die parallel am Kupplungsmittel, in der Regel in reibschlüssiger Ausführung, angeordnet ist.
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Lange
Zeit wurde die Filtervorrichtung im allgemeinen in der Kupplungsscheibe
zwischen einem Kranz, der die Reibbeläge trägt und der gegen das Schwungrad
des Motors angedrückt
wird, und einer drehfest mit der Ausgangswelle der Kupplung verbundenen
Nabe eingebaut, die ihrerseits die nachgeschalteten Organe des Kraftübertragungsmechanismus
antreibt.
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Die
geringe Eigenträgheit
der Kupplungsscheibe und der Organe des Kraftübertragungsmechanismus, mit
dem sie fest verbunden ist, bedingt in Verbinung mit der notwendigen
Steifigkeit des elastischen Moments, um dem maximalen Motordrehmoment
standzuhalten, relativ hohe Resonanzfrequenzen, die häufig in
den effektiven Drehzahlbereichen des Motors enthalten sind.
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Um
die Resonanzfrequenzen der Filtervorrichtung zu verringern, wurde
das herkömmliche Schwungrad
in zwei koaxiale Rotationsträgheitselemente
unterteilt, und zwar in ein fest mit der Motorwelle (Kurbelwelle)
verbundenes primäres
Element und ein sekundäres
Element, das den Kraftübertragungsmechanismus
drehfest antreibt, praktisch die Kupplung oder die Strömungskupplung,
wobei die beiden Rotationsträgheitselemente
durch Verbindungsmittel miteinander verbunden werden, die eine Phasenverschiebung
oder einen Winkelversatz zwischen den Trägheitselementen entgegen einem
elastischen Moment (Rückführdrehmoment)
ermöglichen,
und wobei Reibungsdämpfungsmittel
parallel an den Verbindungsmitteln angeordnet wurden. Dadurch werden
Eigenresonanzfrequenzen (Grenzfrequenzen des Tiefpaßfilters)
herbeigeführt,
die kleiner als die durch den Motor im Leerlauf erzeugten Schwingungsfrequenzen
sind.
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Wie
vorstehend erwähnt,
ist die Filterung der durch den Motor erzeugten Schwingungen vor
allem in den unteren Drehzahlbereichen und in den Situationen geboten,
wenn die Kraftschlußverbindung
zwischen Motor und Kraftübertragungsmechanismus nur
partiell besteht, während
im oberen Drehzahlbereich die Trägheit
der fest miteinander verbundenen umlaufenden Massen das Ausmaß der übertragenen Schwingungen
verringert.
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Bislang
wurden die Verbindungsmittel anscheinend so ausgelegt, daß Federn
zwischen Anschlußpunkten
am primären
bzw. am sekundären Trägheitselement
auf Druck oder Zug arbeiten, wobei die Federn mehr oder weniger
tangential zur Drehung ausgerichtet sind, um ein Antriebsmoment
zu erzeugen.
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Eine
Folge dieser mehrheitlich tangentialen Ausrichtung besteht darin,
daß die
Steifigkeit des Rückführ drehmoments
zwischen den Rotationsträgheitselementen
in etwa konstant oder zumindest in einem schmalen Bereich veränderlich
ausfällt.
Daraus ergibt sich eine Eigenresonanzfrequenz, die weitgehend unabhängig von
dem übertragenen
Moment ist.
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Wie
weiter oben festgestellt wurde, ist die Filterung der Schwingungen
jedoch außerdem
vor allem im unteren Motordrehzahlbereich und bei Schlupf in der
Kraftübertragung
sinnvoll. Die Verbindungsmittel müssen relativ hohe Momente übertragen
und für
die Aufnahme der Phasenverschiebungen ausgelegt sein, die den maximal
zu übertragenden
Momenten entsprechen, wobei diese im übrigen aus leicht nachvollziehbaren
Konstruktionsgründen auf
einige Dutzend Grad beschränkt
sein müssen. Bei
nahezu konstanter Steifigkeit haben die Phasenverschiebungen, die
den Betriebsbedingungen entsprechen, in denen die Filterung möglichst
effizient sein muß,
ein relativ geringes Ausmaß,
wobei die Dämpfungsmittel
auf sehr geringe Schwingungsamplituden einwirken, wodurch ihre Effizienz
verringert wird.
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Aus
den vorstehenden Auführungen
geht hervor, daß ein
Zweimassen-Dämpfungsschwungrad besonders
effizient wäre,
wenn die Verbindungsmittel eine relativ begrenzte Steifigkeit bei
niedrigem übertragenem
Drehmoment aufweisen, während
die Steifigkeit mit Erhöhung
des übertragenen
Drehmoments beträchtlich
zunimmt.
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Unter
Berücksichtigung
der so gestellten Aufgabe besteht der Zweck der Erfindung in der
Ausführung
eines Zweimassen-Dämpfungsschwungrads mit
Verbindungsmitteln, deren im Ruhezustand geringe Steifigkeit mit
dem übertragenen
Drehmoment stark ansteigt.
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Um
diesen Zweck zu erreichen, schlägt
die Erfindung ein Zweimassen-Dämpfungsschwungrad vor,
dessen Aufgabe darin besteht, einen Kraftübertragungsmechanismus unter
Filterung der Schwingungen mit einer Wärmekraft maschine, insbesondere
mit einem Kraftfahrzeugmotor, zu verbinden, bestehend aus zwei – einem
primären
und einem sekundären – koaxialen
Rotationsträgheitselementen, aus
Verbindungsmitteln, um die Trägheitselemente miteinander
zu verbinden, wobei sie zwischen ihnen eine Phasenverschiebung entgegen
einem elastischen Moment ermöglichen,
sowie aus parallel an den Verbindungsmitteln angeordneten Reibungsdämpfungsmitteln,
dadurch gekennzeichnet, daß die Verbindungsmittel
wenigstens ein Organ umfassen, das aus zwei gleichschenkligen Gelenkarmpaaren besteht,
die als verformbares Gelenkviereck mit einer Anlenkung an jedem
Scheitel gestaltet sind, wobei jedes Paar an einem Scheitel zwischen
seinen eigenen Gelenkarmen mit einem der beiden Trägheitselemente
verbunden ist, während
Federmittel zwischen den beiden Scheiteln wirksam sind, an denen
Gelenkarme des einen und anderen Paars angelenkt sind.
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Eine
Eigenschaft eines Gelenkvierecks mit zwei Paaren von gleichschenkligen
anliegenden Seiten besteht darin, daß die Diagonalen rechtwinklig sind
und daß sich
die Längen
gemeinsam verändern, wenn
sich das Gelenkviereck verformt, so daß in erster Annäherung die
Summe ihrer Quadrate konstant ist (was streng genommen nur bei einem
Rhombus zutrifft). Daraus folgt, daß, wenn die Diagonalen sehr ungleich
sind, eine geringe Veränderung
der langen Diagonale zu einer großen Veränderung der kurzen Diagonale
führt.
Unter Berücksichtigung
der Energieerhaltung wird dementsprechend eine große Kraft entlang
der langen Diagonale durch eine geringe Kraft entlang der kurzen
Diagonale ausgeglichen. Wenn eine Feder entlang einer Diagonale
mit einer konstanten Steifigkeit wirkt, verändert sich die Steifigkeit
entlang der anderen Diagonale mit der Länge dieser Diagonale, wobei
sie niedrig ausfällt,
wenn die Diagonale kurz ist, während
sie hoch ausfällt,
wenn diese Diagonale lang ist.
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Um
diese Eigenschaft einer veränderlichen Steifigkeit
für die
Ausführung
von Verbindungsmitteln zwischen Trägheitselementen eines Zweimassen-Dämpfungsschwungrads
voll zu nutzen, sind die Federmittel als Druckfedern auszuführen, die
der Längenzunahme
der Diagonale, auf der sie angeordnet sind, entgegenwirken, so daß im Ruhezustand des
Schwungrads die Steifigkeit, bezogen auf die Verbindung zwischen
den Trägheitselementen,
minimal ausfällt.
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Die
Verbindungsorgane sind vorzugsweise am sekundären Trägheitselement in einer radialen Entfernung
angelenkt, die sich von der Entfernung unterscheidet, in der sie
am primären
Trägheitselement
angelenkt sind. Durch diese Anordnung werden die Aufgaben im Zusammenhang
mit der Aufnahme der Verbindungsorgane vereinfacht.
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Desweiteren
ist das Schwungrad vorzugsweise so angeordnet, daß, wenn
kein Moment übertragen
wird, eine radiale Ausrichtung der Anlenkungen jedes Verbindungsorgans
an den Trägheitselementen
ermöglicht
wird. Dadurch wird die Veränderung
der Steifigkeit mit dem übertragenen
Drehmoment aufgrund des Winkels zwischen der Zugdiagonalen und der
Rotationstangente noch weiter vergrößert. Bei der radialen Ausrichtung
der Anlenkungen an den Trägheitselementen
wird die Steifigkeit entlang der Zugdiagonalen aufgehoben.
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Weitere
Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachstehend
als Beispiel angeführten
Beschreibung unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen, auf denen
folgendes dargestellt ist.
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1 zeigt
eine Draufsicht eines erfindungsgemäßen Schwungrads in Ruhestellung,
wobei das sekundäre
Element weggelassen ist.
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2 zeigt
eine Schnittansicht des vollständigen Schwungrads
entlang der Ebene II-II von 1.
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3 zeigt
eine ähnliche
Ansicht wie 1 in der Position mit Übertragung
des maximalen Moments.
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4A zeigt
eine perspektivische Ansicht eines erfindungsgemäßen Verbindungsorgans unter Weglassung
der Federn.
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4B zeigt
eine perspektivische Ansicht der Federbaugruppe, die in dem in 4A dargestellten
Organ angeordnet wird.
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In
der ausgewählten
und in den 1 und 2 dargestellten
Ausführungsform
der Erfindung besteht ein Zweimassen-Dämpfungsschwungrad aus einem
primären
Rotationsträgheitselement 1,
einem sekundären
Rotationsträgheitselement 2,
vier Verbindungsorganen 3, 3', 3'', 3''',
um die Trägheitselemente
miteinander zu verbinden, und einem Reibungsdämpfer 4, der parallel
an einem der Verbindungsorgane angebracht ist. Das primäre 1 und
sekundäre
Trägheitselement 2 und
der Reibungsdämpfer 4 sind
an sich herkömmliche
Bauteile, die daher nur kurz beschrieben werden.
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Das
primäre
Trägheitselement 1 wird
am Ende der Kurbelwelle eines Kraftfahrzeugmotors, durch seine Bohrung 10 zentriert,
eingebaut. An seinem Umfang trägt
es den Anlasserzahnkranz 11.
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Das
sekundäre
Trägheitselement 2 umfaßt einen
Körper 20,
der schwenkbar am primären
Element 1 durch ein Wälzlager 12 gelagert
ist, das durch seinen Außenkranz
in einer Bohrung des sekundären Elements 2 eingespannt
und an einer vorstehenden zylindrischen Auflagefläche des
primären
Elements 1 durch eine Scheibe 12a gehalten wird.
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Die
freie Fläche
des sekundären
Elements 2 ist gerich tet, um eine Auflagefläche für die Kupplungsscheibe 7 am
Kopf des Kraftübertragungsmechanismus
zu bilden. Dabei bildet der Körper 20 die Schwungscheibe
einer Reibungskupplung.
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Der
Reibungsdämpfer 4 besteht
aus einer Schichtung von Scheiben, die abwechselnd an Zahnungen
eingreifen, die zu einer Schale 4a gehören, die an einem Kranz 13 befestigt
ist, der am Außenumfang
des primären
Trägheitselements
aufgefalzt ist, und einem Ring 4b, der am Außenumfang
eines Halbflansches 21 befestigt ist, der am Körper 20 des sekundären Elements 2 um
die Aufnahme des Wälzlagers 12 herum
aufgenietet ist. Dabei steht eine der Scheiben innen mit dem Halbflansch 21 im
Eingriff, wobei sie zwischen dem Kranz 13 und einer zweiten Scheibe
eingespannt ist, die außen
mit der Schale 4a unter der Einwirkung einer axial wirksamen
Federscheibe im Eingriff steht, die an der zweiten Scheibe und der
Schale 4a anliegt.
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Die
mit gleichmäßigem Winkelabstand
verteilten Verbindungsorgane 3, 3', 3'', 3''' weisen
eine ähnliche
Ausführung
auf, so daß nur
das Organ 3 eingehender beschrieben werden soll. Dabei
ist jedoch zu beachten, daß in 2 wegen
der Übersichtlichkeit
der Zeichnungen das Organ 3'' dargestellt
wird.
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Das
Verbindungsorgan 3 (bzw. 3'' in 2) ist
am primären
Trägheitselement 1 durch
einen Gelenkzapfen 30 angelenkt, der an einem Ende in einer in
der Dicke des Elements 1 eingearbeiteten Aufnahme befestigt
ist und an seinem anderen Ende durch den am Außenumfang des primären Elements 1 aufgefalzten
Kranz 13 gehalten wird. Das Verbindungsorgan ist am sekundären Element 2 durch
einen Zapfen 31 angelenkt, der endseitig an dem Halbflansch 21' aufgenietet
ist. Es existieren zwei Halbflansche 21 und 21', die jeweils
zwei Zapfen 31 tragen. Zusammen bilden diese Halbflansche 21 und 21' einen Kranz,
der auf die allgemeine Drehachse des Schwungrads zentriert ist.
Dabei ist zu beachten, daß in
Ruhestellung gemäß der Darstellung
in 1 die Zapfen 30 und 31 radial
aufeinander ausgerichtet sind.
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Für die detaillierte
Beschreibung der Verbindungsorgane ist außerdem auf die 4A und 4B Bezug
zu nehmen.
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Das
Verbindungsorgan 3 enthält
zwei gleichschenklige Gelenkarmpaare 34, 35 und 36, 37,
wobei gleichschenklig bedeutet, daß die Gelenkarme in jedem Paar
gleiche Längen
aufweisen. Das Paar 34, 35, ist gabelartig am
Zapfen 30 angelenkt, während das
Paar 36, 37 gabelartig am Zapfen 31 angelenkt ist.
Darüber
hinaus ist der Gelenkarm 34 des ersten Paars am Gelenkarm 36 des
zweiten Paars durch eine Gelenkachse 32 angelenkt, und
der Gelenkarm 35 des ersten Paars ist durch eine Gelenkachse 33 am
Gelenkarm 37 des zweiten Paars angelenkt. Dadurch bilden
die Gelenkarme 34, 35, 36, 37 zusammen
ein rhombusähnliches
Gelenkviereck, obgleich die Gelenkarme des ersten Paars 34, 35 etwas
länger
als die Gelenkarme des zweiten Paars 36, 37 ausfallen.
An ihrem Ende umfassen die Gelenkarme Gabelbügel mit einer Bohrung für den Durchgang
der Zapfen.
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Ein
insgesamt mit 5 bezeichnetes, auf Druck arbeitendes Federsystem 5 beaufschlagt
das erste Gelenkarmpaar 34, 35 auf Entfernung,
wobei es über die
Wirkung des Gelenkvierecks die Zapfen 30 und 31 auf
Annäherung
beaufschlagt.
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Der
Aufbau des Verbindungsmittels 3 wird unter Bezugnahme auf
die 4A (Gelenkviereck) und 4B (Federsystem)
besser verständlich.
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Wie
in 4A zu erkennen ist, bestehen die Gelenkarme 34 und 35 jeweils
aus zwei Leisten 34a, 34b, 35a, 35b.
In der Draufsicht sind die Leisten konvex nach außen gebogen,
wobei sie innen eine kreisbogenförmige
Aussparung 34c, 35c aufweisen. Im Aufriß sind die
Leisten 34a und 35a eben, während die Leisten 34b und 35b in
der Nähe
des Zapfens 30 um eine Leistendicke versetzt sind, so daß sich die Leisten
auf der Länge
des Zapfens 30 aufeinanderschichten können, wobei gleichzeitig an
der Stelle der kreisbogenförmigen
Aussparung ein Zwischenraum gleich zwei Leistendicken zwischen ihnen
besteht.
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Die
Gelenkarme 36 und 37 sind in der Draufsicht gerade,
und im Aufriß weisen
sie einen Versatz gleich ihrer halben Dicke auf, wobei sie doppelt
so dick sind wie die Leisten 34a, 34b, 35a, 35b.
Dadurch können
diese Gelenkarme 36 und 37 auf der Höhe des Zapfens 31 aufeinandergeschichtet
und jeweils zwischen den Leisten 34a, 34b bzw. 35a, 35b an
den Anlenkungen an den Zapfen 32 und 33 eingesetzt werden.
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Desweiteren
ist festzustellen, daß die
Leisten 34a, 35a und 34b, 35b sowie
die Gelenkarme 36 und 37 jeweils die gleichen
Formen aufweisen, wodurch die Anzahl der Teilemodelle halbiert wird.
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Das
in 4A dargestellte Federsystem enthält zwei
Teller 51 und 52, eine zylindrische Führung 50,
zwei mittlere Halbfedern 54a und 54b und eine äußere Feder 53 (wobei
die Federn 53, 54a und 54b in 1 besser
zu erkennen sind). Die Führung 50 ist
ein Rohr mit einer auf halber Länge
vorspringenden Querrippe. Am Umfang dieser Rippe ist ein Rohrstück 50a angeschweißt, dessen
Durchmesser so bemessen ist, daß sich
die Halbfedern 54a und 54b so weit zwischen die
Rohre 50 und 50a einschieben, bis sie an der Rippe
anstoßen,
während
die Feder 53 um das Rohr 50a herumgeht. Die beiden
Enden der Führung 50 gehen
durch die Teller 51 und 52 hindurch, die auf den
gegenüberliegenden
Flächen
Auflagesockel für
die Federn 54a, 54b und 53 aufweisen,
wie dies in 1 zu erkennen ist. Die Teller 51 und 52 umfassen
auf ihren von den gegenüberliegenden
Flächen
abgewandten Flächen
beiderseits eines Stegs 51c, 52c, dessen Dicke
dem Abstand zwischen den beiden Leisten der Gelenkarme 34 und 35 entspricht,
zylindrische Auflageflächen 51a, 51b und 52a, 52b mit
dem gleichen Radius wie die Aussparungen 34c und 35c,
wobei die Achse dieser Auflageflächen
mit der Achse der Führung 50 zusammenfällt, die
aus den Stegen 51c, 52c heraustritt. Der Durchmesser
der Führung 50 ist
natürlich
etwas kleiner als der Abstand der Leisten der Gelenkarme des ersten Paars 34, 35.
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Es
dürfte
verständlich
sein, daß bei
diesem Aufbau das Federsystem 5, das hier mit Schraubenfedern
ausgeführt
ist, zwischen den Gelenkarmen 34 und 35 angeordnet
werden kann, um sie auf Entfernung zu beaufschlagen, wobei sich
die Teller, unabhängig
vom Öffnungswinkel
der durch das erste Gelenkarmpaar 34, 35 gebildeten
Gabel, so ausrichten, daß die
Federn entlang ihrer Achse arbeiten. Die Halterung der Führung 50 zwischen
den Tellern wird durch die Halbfedern 54a und 54b herbeigeführt, die an
der Querrippe anliegen. Die Halterung der Teller in einer Richtung
parallal zu den Zapfenachsen wird durch die Einfügung der Stege 51c, 52c zwischen den
Leisten der Gelenkarme 34 und 35 sichergestellt.
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Die
Funktionsweise des Zweimassen-Dämpfungsschwungrads
wird anhand eines Vergleichs der 1 und 3 beschrieben,
welche die Verbindungsorgane 3, 3', 3'', 3''' in
der Ruheposition, in der kein Drehmoment vom Motor an den Kraftübertragungsmechanismus übertragen
wird, bzw. in der Postion mit maximaler Phasenverschiebung (82° im dargestellten
Beispiel) zeigen, die der maximalen Verlängerung der Diagonalen 30, 31 entspricht,
die als Zugdiagonale bezeichnet werden soll, wobei die Gabelbügel der
Anlenkungen 32 und 33 in Berührung kommen.
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Wie
vorstehend erwähnt,
hat der Aufbau des rhombusähnlichen
Gelenkvierecks mit gleichschenkligen anliegenden Seiten die Eigenschaft,
daß sich die
Diagonalen entgegengesetzt verändern,
wobei die Summe der Quadrate ihrer Längen in etwa konstant ausfällt. Wenn
die Zugdiagonale 30–31 kürzer als
die Druckdiagonale 32–33 ausfällt, führt die
Längenzunahme
dieser Diagonalen zur einer deutlich geringeren Verkürzung der
Druckdiagonalen 32–33, wobei
die Steifigkeit, bezogen auf die Zugdiagonale, geringer ausfällt als
die Steifigkeit entlang der Druckdiagonalen, die durch das Federsystem 5 bestimmt wird.
Darüber
hinaus wirkt das Motordrehmoment in etwa senkrecht zur Zugdiagonalen,
so daß die
Steifigkeit des Rückführdrehmoments
deutlich niedriger als die Steifigkeit, bezogen auf die Zugdiagonale, ausfällt.
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In
der in 3 dargestellten Position ist die Diagonale 30–31 hingegen
maximal verlängert,
während
die Druckdiagonale 32–33 sehr
kurz ist. Die Steifigkeit, bezogen auf die Zugdiagonale, liegt deutlich über der
durch das Federsystem 5 entlang der Zugdiagonalen herbeigeführten Steifigkeit.
Außerdem
wirkt in dieser Position das Rückführdrehmoment
praktisch entlang der Zugdiagonalen, wobei die Steifigkeit des Rückführdrehmoments
durch ein Maximum bei konstanter Steifigkeit entlang der Zugdiagonalen
verläuft.
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Wie
bereits festgestellt wurde, kommen diese Verbindungsorgane mit progressiver
Steifigkeit in einer im übrigen
herkömmlichen
Anordnung zum Einsatz, bei einem Übertragungssystem mit Rotationsträgheitsparametern,
Steifigkeitsparametern und Dämpfungsparametern,
in einer Tiefpaßfilter-Anordnung
(das heißt
Hochausschaltung zur Eliminierung der Schwingungen). In der Praxis
haben die Schwingungen und die Differentialamplituden der Phasenverschiebung
ein begrenzte Weite im Verhältnis
zur beständigen
oder langsam veränderlichen
Phasenverschiebung, die durch die Kraftüber tragung an den Übertragungsmechanismus
bewirkt wird. Zu jedem übertragenen
Drehmoment, das eine mittlere Phasenverschiebung bestimmt, kann
die Steifigkeit des Rückführdrehmoments
und die rsultierende Resonanzfrequenz bewertet werden.
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Es
ist darauf hinzuweisen, daß für die Mitnahme
des sekundären
Trägheitselements 2 durch das
primäre
Trägheitselement 1 ein
einziges Verbindungsorgan ausreichend wäre. Da es sich jedoch um rotierende
Teile mit einigen Tausend Umdrehungen pro Minute handelt (die üblicherweise
50 bis 100 Hz erreichen), spielt der Ausgleich eine wichtige Rolle, so
daß mehrere
winklig gleichmäßig verteilte
Verbindungselemente zu verwenden sind. Aus Platzbedarfsgründen und
unter Berücksichtigung
der Tatsache, daß die
Federn um so umfangreicher ausfallen, je niedriger die Anzahl der
Verbindungsorgane ausfällt,
kann angenommen werden, daß die
optimale Anzahl der Verbindungsorgane 3 bis 4 beträgt, wobei die
zuletzt genannte Zahl einer maximalen Phasenverschiebung von etwas
unter 90° entspricht.
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Die
Erfindung ist natürlich
nicht auf das beschriebene Ausführungsbeispiel
beschränkt,
sondern sie umfaßt
auch alle Ausführungsvarianten
im Rahmen der Ansprüche.
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Es
ist zu beachten, daß die
Federn 5 keiner Schmierung bedürfen.