DE19920397A1 - Torsionsschwingungsdämpfer - Google Patents
TorsionsschwingungsdämpferInfo
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- F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
- F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
- F16F15/121—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon using springs as elastic members, e.g. metallic springs
- F16F15/123—Wound springs
- F16F15/1238—Wound springs with pre-damper, i.e. additional set of springs between flange of main damper and hub
Abstract
Die Erfindung betrifft einen Torsionsschwingungsdämpfer mit einem Kraftspeicher und eine Reibeinrichtung beinhaltenden Hauptdämpfer sowie einem Kraftspeicher und eine Reibeinrichtung beinhaltenden Vordämpfer.
Description
Die Erfindung betrifft einen Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere für
Kraftfahrzeugkupplungsscheiben, mit zumindest einem, in einem vorgegebenen
Winkelbereich wirkenden, Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweisenden Vor
dämpfer und zumindest einem, in einem vorgegebenen Winkelbereich wirkenden,
Kraftspeicher höherer Steifigkeit aufweisenden Hauptdämpfer, wobei die
Kraftspeicher zwischen den jeweiligen Eingangs- und Ausgangsteilen des
Vor- und Hauptdämpfers wirksam sind und das Ausgangsteil des Torsionsschwin
gungsdämpfers eine mit Innenprofil zum Aufsetzen auf eine Getriebewelle
versehene Nabe ist, sowie ein das Ausgangsteil des Hauptdämpfers bildender
Flansch mit Innenprofil aufgenommen ist, wobei das Innenprofil mit einem Außen
profil der Nabe in Eingriff steht und über dieses Profil dem Flansch des Haupt
dämpfers gegenüber der Nabe eine begrenzte Relativverdrehung ermöglicht ist,
sowie zumindest einem das Eingangsteil des Hauptdämpfers bildenden und die
Reibbeläge aufnehmenden Scheibenteil und einer zumindest Reibeinrichtung.
Torsionsschwingungsdämpfer mit Vor- und Hauptdämpfer mit den zugehörigen
Reibeinrichtungen sind beispielsweise aus der DE 40 26 765 bekannt, die jeweils
eine getrennte Reibeinrichtung für den Haupt- und für den Vordämpfer aufweisen,
wobei der Vordämpfer einen zweistufigen Reibungsaufbau und zweistufig
angeordnete Kraftspeicher zur Abstimmung an die verschiedenen Einsatz
bedingungen vorsieht. Nachteilig an dieser Art von Torsionsschwingungsdämpfern
ist die fehlende Möglichkeit, mit einfachen Mitteln Torsionsschwingungen der
Druckplatte mit hohen Beschleunigungen, wie sie beispielsweise bei Ein- und
Auskuppelvorgängen auftreten, zu dämpfen, so daß der Verdrehweg des Vor
dämpfers überschritten und der Vordämpfer gegen seine Begrenzung schlägt und
dadurch ein nicht tolerierbares Kupplungsgeräusch verursacht. Außerdem ist ein
derartiger Aufbau relativ kompliziert und die Montage durch die Vielzahl der
verwendeten Bauelemente entsprechend teuer, was sich um so mehr auswirkt,
wenn zusätzlich Maßnahmen gegen das zuvor beschriebene Kupplungsschlagen
ergriffen werden müssen.
Der vorliegenden Erfindung lag daher die Aufgabe zugrunde, einen Torsions
schwingungsdämpfer eingangs genannter Art zu schaffen, der die Möglichkeit
einer Dämpfung großer Torsionsschwingungsamplituden mit hohen
Beschleunigungen ermöglicht, mit einer minimierten Anzahl von Bauteilen
auskommt und eine einfache Montage erlaubt.
Gemäß dem Hauptanspruch wurde die Aufgabe dadurch gelöst, daß ein
Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere für Kraftfahrzeugkupplungsscheiben,
mit zumindest einem, in einem vorgegebenen Winkelbereich wirkenden,
Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweisenden Vordämpfer und zumindest
einem, in einem vorgegebenen Winkelbereich wirkenden, Kraftspeicher höherer
Steifigkeit aufweisenden Hauptdämpfer, wobei die Kraftspeicher zwischen den
jeweiligen Eingangs- und Ausgangsteilen des Vor- und Hauptdämpfers wirksam
sind und das Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers eine mit Innenprofil
zum Aufsetzen auf eine Getriebewelle versehene Nabe ist, sowie ein das
Ausgangsteil des Hauptdämpfers bildender Flansch mit Innenprofil aufgenommen
ist, wobei das Innenprofil mit einem Außenprofil der Nabe in Eingriff steht und über
dieses Profil dem Flansch des Hauptdämpfers gegenüber der Nabe eine
begrenzte Relativverdrehung ermöglicht ist, sowie zumindest einem das
Eingangsteil des Hauptdämpfers bildenden und die Reibbeläge aufnehmenden
Scheibenteil, zumindest einer Reibeinrichtung, wobei eine zumindest einen Teil
der Reibeinrichtung ansteuernde und den Reibeingriff definierende Feder, die in
das Außenprofil der Nabe eingreift, vorgesehen ist.
Dabei ist es vorteilhaft, die Nabe zweiteilig auszuführen, wobei ein zusätzliches
Nabenteil mit Außenprofil das Innenprofil der Feder aufnehmen kann, sowie eine
begrenzte, einen Freiwinkel bildende Relativverdrehung zwischen der Feder und
der Nabe vorzusehen, wodurch die Feder mit dem Eingangsteil mitgenommen
wird und damit ein Reibmoment im normalen Wirkbereich des Vordämpfers
unterbleibt, das heißt eine Verschleppung der Reibung eintritt, bis der Freiwinkel
aufgebraucht ist und durch den Anschlag des Innenprofils der Feder am
Außenprofil der Nabe ein hoher Reibungsgradient, ein sogenannter Reibsprung
entsteht.
Weiterhin ist es vorteilhaft, die Relativverdrehung zwischen Feder und Nabe so
einzurichten, daß zwischen der Feder und der Nabe eine Verschleppung mit
einem Freiwinkel ∝ bewirkt wird, wobei dieser Freiwinkel ∝ im Bereich von ± 2°
und ± 3°, vorzugsweise bei ± 2,5° liegt.
Zur Wahrnehmung ihrer Funktion als Steuerelement der Reibeinrichtung weist die
Feder in einer bevorzugten Ausgestaltung ein zum Außenprofil der Nabenscheibe
komplementäres Innenprofil auf, das eine Verzahnung mit dem Außenprofil der
Nabenscheibe bildet und dadurch den genannten Freiwinkel zuläßt.
Vorteilhaft ist eine Ausgestaltungsform mit der Anordnung des Vordämpfers mit
seinem Eingangs- und Ausgangsteil so, daß das Ausgangsteil des Vordämpfers
drehfest mit der Nabe verbunden ist und die Feder zwischen dem Eingangsteil
des Vordämpfers und dem Scheibenteil und/oder einem mit ihm fest verbundenen
Bauteil verspannt ist. Aus konstruktiven Gründen bietet es sich in einer weiteren
Ausführungsform vorteilhafterweise an, daß das zuvor genannte fest mit dem
Scheibenteil verbundene Bauteil eine zweites, über Abstandsbolzen beab
standetes Scheibenteil ist, an dem zur Optimierung des Reibkoeffizienten ein
Reibring befestigt ist, mit dem die Feder die Reibfläche bildet.
Der vorteilhafte Aufbau einer weiteren Ausführungsform der Feder gestaltet sich in
der Weise, daß die Feder ein Außenprofil mit zumindest einer nach radial außen
weisenden Zunge aufweist, wobei vorteilhafterweise mehrere über den Umfang
verteilte Zungen vorgesehen sind, die radial außen eine annähernd halbkreis
förmige Ausnehmung aufweisen. Dadurch entsteht die doppelte Anzahl von
Reibzungen, die an dem Vordämpfer, der vorzugsweise als Reibfläche ausge
staltet ist, eine zusätzliche Reibfläche zwischen Feder und Vordämpfer bilden.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung sind die Zungen an ihrer radialen
Außenseite verbreitert, so daß die Reibfläche zwischen Feder und Zungen
vergrößert und die Reibung dadurch verbessert werden kann.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungsmöglichkeiten zur Optimierung der Reibfläche
zwischen Feder und Eingangsteil des Vordämpfers bieten sich dadurch, daß das
Eingangsteil des Vordämpfers an der der Feder zugewandten axialen Seite im
Bereich der Kontaktfläche zwischen Eingangsteil und der mit einem
Anlagewinkel β verspannten Feder eine Kuppe aufweist, die einen solchen
Steigungswinkel aufweist, daß der Auflagewinkel β der Feder annähernd β = 0 ist.
Eine weitere vorteilhafte Ausgestaltung betrifft das Eingangsteil des Vordämpfers,
das an der der Feder zugewandten, axialen Seite mindestens einen sich axial er
streckenden Zapfen aufweist, wobei eine Anordnung von mehreren, gleichmäßig
auf einen Umfang konstanten Durchmessers verteilte Zapfen vorteilhaft ist und
deren Anzahl der am Außenumfang der Feder angebrachten Ausnehmungen der
Zungen entspricht. Vorteilhaft ist weiterhin, daß die Zapfen mit Spiel in die
Ausnehmungen der Zungen eingreifen und somit als Vorzentrierung bei der
Montage dienen. Das Spiel zwischen Zungen und Zapfen ist dabei
vorteilhafterweise größer als der Freiwinkel der Verzahnung zwischen Feder und
Nabe, damit die Steuerung der Reibungseinrichtung nicht behindert wird. Die
Zapfen können in weiteren Ausgestaltungsformen als Anschläge zur Begrenzung
des Federweges dienen.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungsmöglichkeiten betreffen den mit dem
Scheibenteil verbundenen Reibring, welcher bei einem Ausgestaltungsmuster
vorteilhafterweise so ausgebildet ist, daß er mit mindestens einem, vorzugsweise
mehreren, sich gleichmäßig über einen Umfang verteilenden, sich axial
erstreckenden Hohlzapfen in eine im Scheibenteil vorgesehenen Bohrung einge
preßt wird, so daß der Reibring während der Montage am Scheibenteil fixiert ist
und drehfest mit dem Scheibenteil verbunden ist.
In einem weiteren Ausführungsbeispiel weist der Reibring einen am äußeren
Umfang befindlichen, sich axial in Richtung Feder erhabenen Ring auf, dessen
Ringfläche vorteilhafterweise zu seinem inneren Durchmesser hin abfällt, wobei
die sich die bildende Ringfläche gegenüber der Innenfläche des sich bildenden
Rings einen Phasenwinkel γ bildet, der vorteilhafterweise so ausgestaltet ist, daß
der Anlagewinkel β der Feder auf dem Reibring annähernd β = 0 ist und damit
eine verbesserte Reibfläche gebildet wird. Die Ausbildung des erhabenen Rings
hat den Vorteil, daß radial außerhalb des Außenumfangs des erhabenen Rings
des Reibrings eine weitere, zu einer Reibeinrichtung des Hauptdämpfers gehörige
Tellerfeder angeordnet ist, die dadurch ohne zusätzlichen axialen Bauraum
auskommt. Sie stützt sich einerseits an der nicht erhabenen, inneren Ringfläche
des Reibrings und andererseits auf axial ausgerichteten Laschen des
Steuerblechs für die zweite Stufe des Hauptdämpfers ab, so daß der Reibring
zumindest einen Teil der Reibeinrichtung des Vor- und des Hauptdämpfers bildet.
Eine weitere Ausgestaltungsform der Erfindung betrifft die Anordnung und
Ausgestaltung des Vordämpfers zur raumsparenden Unterbringung der in die
Nabe eingreifenden Feder. Vorteilhaft ist dazu eine Anordnung, bei der der
Vordämpfer axial zwischen dem Scheibenteil und einem zweiten, dazu
kommenden Scheibenteil untergebracht ist, damit die Feder direkt zwischen einem
der beiden Scheibenteile oder einer an ihm angebrachten Reibring und dem Vor
dämpfer eingespannt werden kann. Prinzipiell sind jedoch auch
Ausführungsformen denkbar, bei denen der Vordämpfer gegenüber dem
Hauptdämpfer einen axialen Versatz aufweist und die Feder zwischen dem ersten
Scheibenteil oder einem mit ihm verbundenen Bauteil und dem Eingangsteil des
Vordämpfers verspannt ist. Weiterhin kann das erste Scheibenteil in axialer
Richtung zentral an der Nabe angebracht sein, wobei Vordämpfer und Flansch
axial auf der selben Seite oder das Scheibenteil von beiden Seiten flankierend
angeordnet sein können.
Zur Befestigung des Ausgangsteils des Vordämpfers am Ausgangsteil des
Hauptdämpfers wird in einem Ausführungsbeispiel vorgeschlagen, daß am
Ausgangsteil des Vordämpfers angebrachte Zapfen in für eine Aufnahme der
Kraftspeicher im Ausgangsteil des Hauptdämpfers vorgesehene Fenstern einge
paßt wird. Diese Zapfen sind komplementär zu den beiden radial inneren Ecken
eines jeden Fensters am Eingangsteil des Vordämpfers vorgesehen, axial
ausgeformt und werden in die Ecken der Fenster eingerastet. Sie zentrieren
gleichzeitig den Vordämpfer auf dem Ausgangsteil des Hauptdämpfers.
Ein weiteres erfindungsgemäßes Ausführungsbeispiel bezieht sich auf die
Ausgestaltung der Nabe, wobei das Außenprofil der Nabe in einem Konus, der
dazu ein formschlüssiges Innenprofil oder eine axial angeordnetes,
formschlüssiges Profil aufweist, fortgeführt wird und wobei die Feder mit ihrem
Innenprofil in ein Außenprofil des Konus eingreift. Diese Lösung erbringt einen
wesentlichen Vorteil in der Montage, da über die Variation des einfach
herzustellenden Konus verschiedene Freiwinkel der Feder realisiert werden
können, ohne die Nabe oder die Feder zu ändern.
Die Erfindung wird anschließend an Hand der Fig. 1 bis 9 näher erläutert. Es
zeigt:
Fig. 1 den Torsionsschwingungsdämpfer im Längsschnitt,
Fig. 1a den Torsionsschwingungsdämpfer in Teilansicht,
Fig. 2 ein den Vordämpfer betreffender Ausschnitt der Fig. 1 im Längsschnitt,
Fig. 3 ein den Vordämpfer betreffender Ausschnitt einer anderen Ausführung, im
Längsschnitt,
Fig. 4 eine Ansicht des Eingangsteils des Vordämpfers mit aufgelegter Feder,
Fig. 5 eine Kennlinie eines Ausführungsbeispiels,
Fig. 6a eine Kennlinie des Vordämpfers unter Weglassung des Reibsprungs
Fig. 6b den Reibmomentverlauf für eine Verdrehung über den gesamten
Wirkungsbereich des Vordämpfers mit Reibsprung
und
Fig. 7-9 weitere Ausführungsbeispiele eines Torsionsschwingungsdämpfers
im Detail.
Der in den Figuren dargestellte Torsionsschwingungsdämpfer 1 besitzt einen
Vordämpfer 2 und einen Hauptdämpfer 3. Das Eingangsteil des
Torsionsschwingungsdämpfers 1, das das Eingangsteil des Hauptdämpfers 3
darstellt, ist durch ein erstes - nicht komplett dargestelltes - Reibbeläge 4
tragendes Scheibenteil 5 sowie ein mit diesem über Abstandsbolzen 6 drehfest
verbundenes zweites Scheibenteil 7 gebildet. Das Ausgangsteil des
Hauptdämpfers 3 ist durch einen Flansch 8 gebildet, der ein Innenprofil,
vorzugsweise eine Innenverzahnung 9, aufweist, welches in ein Außenprofil,
vorzugsweise eine Außenverzahnung 10, einer Nabe 11 eingreift. Zwischen
Außenverzahnung 10 der Nabe 11 und der Innenverzahnung 9 des Flansches ist
in Umfangsrichtung ein Zahnflankenspiel vorhanden, welches dem Wirkbereich
des Vordämpfers 2 entspricht. Zur axial verschiebbaren, drehfesten Aufnahme auf
eine Getriebeeingangswelle weist die Nabe 11 weiterhin eine Innenverzahnung 12
auf.
Der Hauptdämpfer 3 besitzt einen ersten Satz Schraubendruckfedern 13a, die
auch aus einem Paar ineinander geschachtelter Schraubendruckfedern bestehen
können, für die erste Hauptdämpferstufe, welche in fensterförmigen
Ausnehmungen 14a, 15a des ersten und zweiten Scheibenteils 5, 7 einerseits
sowie in fensterförmigen Ausschnitten 16a des Flansches 8 andererseits
vorgesehen sind. Die Wirkung der Schraubendruckfedern 13a wird durch die
Relativverdrehung der Ausnehmungen 14a, 15a gegen die Ausnehmungen 16a
nach Aufbrauchen des Freiwinkels, in dem der Vordämpfer wirksam ist, zwischen
Nabe 11 und Flansch 8 aktiviert. Ein zweiter Satz Schraubendruckfedern 13b
(Fig. 1a) mit höherer Steifigkeit, die auch aus ineinander geschachtelten, auf
einem Umfang gleichen Durchmessers jedoch um einen gegenüber den
Schraubenfedern der ersten Stufe vorzugsweise 90° betragenden Winkel
versetzten Schraubendruckfedern bestehen können, für die zweite
Hauptdämpferstufe ist in den Ausnehmungen 14b, 15b (Fig. 1a) der Scheibenteile
5, 7 und in den fensterförmigen Aussparungen 16b (Fig. 1a) des Flansches 8
untergebracht, wobei die Aussparungen 16b einen größeren Ausschnitt als die
Länge der Schraubendruckfedern 13b, wodurch bei einer Relativverdrehung der
Scheibenteile 5, 7 gegen den Flansch 8 die Wirkung dieses Schraubenfedersatzes
13b erst bei größeren Verdrehwinkeln einsetzt und damit eine zweite
Dämpferstufe des Hauptdämpfers gebildet wird. Zwischen Flansch 8 und
Scheibenteil 5 ist ein Reibsteuerteil 23, das Ausnehmungen 23a (Fig. 1a) für die
Aufnahme des Schraubenfedersatzes 13b (Fig. 1a) und an diesen
Ausnehmungen 23a axial ausgerichtete Laschen 23b (Fig. 1a) aufweist, die in den
Flansch 8 eingreifen und bei einer Verdrehung des Flansches 8 um einen
Verdrehwinkel, der die zweite Hauptdämpferstufe aktiviert, das Reibsteuerteil 23
mitnimmt, wodurch an einer zwischen Reibsteuerteil 23 und dem Flansch 8
angebrachten Reibscheibe 34 ein Reibeingriff entsteht, der nur in der zweiten
Hauptdämpferstufe wirkt. Weiterhin weist das Reibsteuerteil 23 sich in axiale
Richtung erstreckende Laschen 24 zur Aufnahme einer Tellerfeder 25 auf, die
sich an einem weiteren, am Scheibenteil 7 befestigten Reibring 28 abstützt und
somit den Reibeingriff auf die Reibscheiben 28 und 26 definiert. Die Verdrehung
des Hauptdämpfers 3 wird durch Anschlag der Abstandsbolzen 6, welche die
beiden Scheibenteile 5 und 7 miteinander verbinden, an den Endkonturen der
Ausschnitte 17 des Flansches 8, in die sie axial hinein ragen, begrenzt.
Der Vordämpfer 2 ist axial zwischen dem Flansch 8 und dem Scheibenteil 7 ange
ordnet. Das aus Kunststoff vorzugsweise mittels Spritzguß gefertigte Eingangsteil
18 ist mit dem Flansch 8 über axial in die Ecken der Ausnehmungen 16 des
Flansches 8 hineinragende Zapfen 26 drehfest verbunden. Das aus Kunststoff
vorzugsweise mittels Spritzguß gefertigte Ausgangsteil 19 des Vordämpfers 2 ist
über eine Innenverzahnung 19a mit der Außenverzahnung 10 der Nabe 11
drehfest verbunden, wodurch mittels eines Zahnflankenspiels der
Innenverzahnung 9 des Flansches 8 und der Außenverzahnung 10 der Nabe 11
eine Relativverdrehung zwischen Ausgangsteil 19 und Eingangsteil 18 in Höhe
des Wirkbereichs des Vordämpfers 2 entgegen der Wirkung der in
fensterförmigen Ausnehmungen 21, 22 im Ausgangsteil 19 und Eingangsteil 18
untergebrachten Schraubendruckfedern 27 ermöglicht ist. Die für die
Ansteuerung der Schraubendruckfedern 27 vorgesehenen Ausnehmungen 22 des
Ausgangsteils 19 sind abwechselnd in zwei Gruppen auf einen Umfang
konstanten Durchmessers des Vordämpfers 2 verteilt, wobei die auf dem gleichen
Umfang angeordneten Ausnehmungen der einen Gruppe gegenüber der anderen
Gruppe eine in Umfangsrichtung länger ausgestaltet sind, wodurch die in dieser
Gruppe untergebrachten Schraubendruckfedern 27 erst bei größeren
Relativverdrehungen angesteuert werden und dadurch eine zweite
Vordämpferstufe ausbilden. Vorteilhaft ist es, wenn die dieser Gruppe
angehörenden Schraubendruckfedern 27 gleichzeitig eine höhere Steifigkeit
aufweisen.
Die Reibeinrichtung des Torsionsschwingungsdämpfers 1 setzt sich wie folgt
zusammen: die Grundreibung des Hauptdämpfers 3 erfolgt durch einen
Reibeingriff der Reibsteuerscheibe 23 und des Scheibenteils 5 auf die mittels
Hohlzapfen 36a mit dieser drehfest verbundenen Reibscheibe 36, wobei der
Reibeingriff über den ganzen Wirkungsbereich des Hauptdämpfers 3 erfolgt und
die sich am Reibring 28 und am Eingangsteil 18 des Vordämpfers 2, der sich
wiederum am Flansch 8 abstützt, abstützende Feder 29 das Reibmoment
definiert. Das Reibmoment der oben bereits erwähnten, in der zweiten
Hauptdämpferstufe wirksamen Reibscheibe 34 zwischen dem Reibsteuerteil 23
und dem Scheibenteil 5 wird ebenfalls durch die sich am Reibsteuerteil 23
abstützenden Tellerfeder 30 festgelegt. Hinzu kommt ein an der Reibscheibe 28
entstehendes, im gesamten Wirkungsbereich des Hauptdämpfers 3 wirkendes
Reibmoment, das durch die Tellerfeder 29, die sich an dem als Reibring
ausgestalteten Eingangsteil 18 des Vordämpfers 19 abstützt, definiert wird. Nach
Aufbrauchen des Freiwinkels, den die Feder 29 beim Eingriff ihrer
Innenverzahnung 39 mit der Außenverzahnung 10 der Nabe 11 bildet, wird die
Reibung auch im Vordämpfer 2 wirksam, was zu einem verschleppten Reibsprung
im Vordämpfer 2 führt. Die Grundreibung des Vordämpfers erfolgt an der
Reibscheibe 32, die sich an den Innenumfang der Reibscheibe 36 anschließt und
mittels einer sich am Scheibenteil 5 abstützenden, mit einem zahnförmigen
Außenprofil versehenen Tellerfeder 33, wobei ein Teil radial länger ausgebildeter
Zähne einerseits in Ausnehmungen 37 des Scheibenteils 5 hinein ragt und
dadurch die Drehfestigkeit der Feder bewirkt und andererseits der restliche Teil
kürzerer Zähne in Ausnehmungen 38 der Reibscheibe 36 eingreift, gegen die
Nabe 11 gepreßt wird, die sich ihrerseits mittels eines Konus 31 am Scheibenteil 7
abstützt.
Der für den Formschluß mit der Außenverzahnung 10 der Nabe 11 mit axialen
Ausnehmungen 31a versehene Konus 31 dient zur Zentrierung des Scheibenteils
7 auf dem Scheibenteil 5 und bewirkt die Festlegung der Reibkraft an den Reib
scheiben 34 und 36.
Fig. 1a zeigt den erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer 1 in einer
Teilansicht, wobei zur Wahrung der Übersichtlichkeit der Vordämpfer
weggelassen wurde und die unter dem Scheibenteil 7 angeordneten Teile
gestrichelt dargestellt sind. Die oben beschriebenen Teile sind im einzelnen: das
erste Scheibenteil 5 mit den Reibbelägen 4, die mit Nuten 4a versehen sind, ist
über die Haltebolzen 6 mit dem zweiten Scheibenteil 7 drehfest verbunden,
dazwischen befinden sich von unten aufbauend das Reibsteuerteil 23 mit seinen
beiden Laschengruppen 23b und 24 sowie den Ausnehmungen 23a für den
zweiten Federsatz mit den Schraubendruckfedern 13b, die auch in die
Ausnehmungen 14b, 15b der beiden Scheibenteile 5, 7 eingepaßt sind. Der erste
Federsatz mit den Schraubendruckfedern 13a ist in den Ausnehmungen 14a, 15a
der beiden Scheibenteile 5, 7 untergebracht. Der Flansch 8 übernimmt mit seinen
Ausnehmungen 16a, 16b für die beiden Schraubendruckfedersätze 13a, 13b in
dem mittels den Aussparungen 17 und den Haltebolzen 6 begrenzten
Verdrehwinkel des Hauptdämpfers 3 die Ansteuerung der Federsätze 13a, 13b,
wobei die Ausnehmungen 16b einen größeren Ausschnitt als die Länge der
Schraubendruckfedern 13b aufweisen, wodurch die Mitnahme der Federn 13b erst
bei einem größeren Verdrehwinkel erfolgt und dadurch eine zweite
Hauptdämpferstufe gebildet wird.
Zur näheren Erläuterung des Vordämpfers 2 mit den ihn umgebenden Bauteilen
dient der in Fig. 2 dargestellte Ausschnitt der Fig. 1. Die erfindungsgemäße Feder
29 ist zwischen dem Reibring 28 und dem Eingangsteil 18 des Vordämpfers 2
verspannt. Der Innenumfang der Feder 29 ist als Innenprofil, vorzugsweise als
Innenverzahnung 39 ausgeführt, die in das Außenprofil, vorzugsweise eine
Außenverzahnung 10 der Nabe 11 eingreift und ein in Umfangsrichtung
angeordnetes Zahnflankenspiel aufweist, das eine Relativverdrehung zwischen
Nabe 11 und Feder 29 ermöglicht. Das Zahnflankenspiel ist so gewählt, daß der
Verdrehwinkel kleiner ist als der Wirkbereich des Vordämpfers 2, so daß bei
großen Drehwinkeln des Vordämpfers die durch die Reibflächen 40a (Fig. 4)
zwischen der Feder 29 und dem Eingangsteil 18 des Vordämpfers einerseits und
zwischen der Feder 29 und dem Reibring 28 andererseits, nach Aufbrauchen des
zwischen den Verzahnungen 10, 39 eingestellten Freiwinkels zustande
kommende Reibung am Vordämpfer wirksam wird und einen Reibsprung erzeugt,
wobei vor dem Aufbrauchen des Freiwinkels die Feder auf dem Eingangsteil 18,
ohne Reibungsmomente zu erzeugen, mitläuft.
Am äußeren Umfang weist die Feder 29 gleichmäßig verteilte Zungen 41 mit
annähernd halbkreisförmigen Ausnehmungen 41a (Fig. 4) auf, in die axial
abstehende Zapfen 42 des Eingangsteils 18 mit einem Spiel, das die
Verdrehbarkeit der Feder 29 in dem vorgesehenen Freiwinkel nicht behindert,
jedoch eine Hilfe während der Montage ermöglicht, hinein ragen. Das
Eingangsteil 18 ist an der Reibfläche 40a (Fig. 4) mit der Feder 29 als Kuppe 40
ausgeformt, so daß die Feder 29 mit einem möglichst kleinen Anlagewinkel β
anliegt und damit die Reibfläche 40a (Fig. 4) optimiert wird.
Der Reibring 28 bildet mit der Feder 29 eine ausgebildete Reibfläche 43 eines
erhabenen Rings 46, wobei die Ringfläche in Richtung Ringinnendurchmesser
abfällt, um einen kleinen Anlagewinkel β zu erzielen. An den Innenumfang des
Reibrings 28, der mittels axial ausgebildeter Hohlzapfen 45 in Ausnehmungen 44
des Scheibenteils 7 drehfest eingerastet ist, schließt sich eine Tellerfeder 30 mit
am Umfang angebrachten, sich nach außen erstreckenden Laschen 25a (Fig. 1),
die sich mittels dieser Laschen 25a gegen die Laschen 24 des Reibsteuerteils 23
(Fig. 1) abstützt, an die Ringfläche 28a an und bewirkt ein auf den
Hauptdämpfer 3 wirkendes Reibmoment.
Ein weiteres Ausgestaltungsmuster ist in Form eines längsseitigen Ausschnitts in
Fig. 3 dargestellt. Ein erfindungsgemäßer, dem Torsionsschwingungsdämpfer 1
ähnlicher Torsionsschwingungsdämpfer 101 weist eine Nabe 111 mit axial ver
kürzter Außenverzahnung 110 auf, in die der Konus 131 als zweitem Nabenteil
mittels einer axialen Verzahnung mit Formschluß eingreift. Weiterhin trägt der
Konus 131 eine vorzugsweise von der Außenverzahnung 110 der Nabe 111
abweichende Außenverzahnung 131a, in die die Feder 129 mittels einer
Innenverzahnung 139 unter Ausbildung des für die verschleppte Reibung
notwendigen Zahnflankenspiels eingreift, wodurch eine Anpassung der Feder
129 an die Nabe 111 entfällt und bei unterschiedlichen Anforderungen an das
verschleppte Reibungssystem bezüglich zu variierender Freiwinkel nur der
Konus 139 geändert werden muß.
Eine weitere Ausgestaltungsmöglichkeit betrifft den Reibring 128, dessen erha
bener Ring 146 eine plane Ringfläche 143 aufweist, wobei die Reibfläche
zwischen dem Ring 146 und der Feder 129 dahingehend optimiert ist, daß an der
Feder 129 im Bereich der Kontaktfläche zum Ring 146 der umlaufende Knick 129a
an den Verlauf der Reibfläche 143 angepaßt wird.
Fig. 4 zeigt die Nabe 11 mit der Innenverzahnung 12, die in die Außenverzahnung
einer nicht dargestellten Getriebeeingangswelle eingreift, und der Außen
verzahnung 10, die mit einem Zahnflankenspiel 10a in die Innenverzahnung von
Feder 29 eingreift, wobei durch ein in Umfangsrichtung angeordnetes
Zahnflankenspiel 10a von vorzugsweise ± 2,5° der Reibsprung mittels des an den
Reibflächen 40a zwischen der Feder 29 und dem Eingangsteil 18 des
Vordämpfers 2 einerseits und zwischen der Feder 29 und dem Reibring 28, 128
(Fig. 1, 2, bzw. 3) andererseits entstehenden Reibmoments, wobei die Größe des
Reibmoments durch die axial wirkende Federrate der Feder 29 festgelegt wird,
gesteuert wird.
Die Feder 29 weist an ihrem axialen Umfang sich radial erstreckende Zungen 41
auf, die mit ihren annähernd halbkreisförmigen Ausnehmungen 41a die Zapfen
42, die mit einer axial gerichteten Mittelbohrung 42a ausgestattet sind,
aufnehmen, wobei ein zum störungsfreien Einstellen des Reibsprungs
notwendiges Spiel zwischen Zungen 41 und Zapfen 42 erhalten bleibt. Gegen die
Drehrichtung können die Zapfen 42 als Anschläge dienen.
Die Zungen 41 sind an ihrer Außenseite verbreitert, wodurch zusätzliche Reib
fläche, die durch eine kuppenförmige Ausbildung 40 des Eingangsteils 18 des
Vordämpfers 2 bezüglich des Anlagewinkel β der Feder 29 zum Eingangsteil 18
optimiert wird, gewonnen wird.
Die Befestigung des Vordämpfers 2, der hier ohne das Ausgangsteil 10 und die
Schraubenfedern 27 (Fig. 1) dargestellt ist, am Flansch 8 erfolgt mittels sich an
den Ecken 26a der der Ansicht abgewandten Seite in axiale Richtung er
streckender Zapfen 26, die in die fensterförmigen Ausnehmungen 16a, 16b des
Flansches 8 (Fig. 1) eingerastet werden. Die in axiale Richtung nach unten
verlängerten Ränder 26c der Ausnehmungen 26b des Eingangsteils 18 des
Vordämpfers 2 bilden dabei einen Formschluß zu den fensterförmigen
Ausnehmungen 16a, 16b des Flansches.
In Fig. 5 ist der theoretische Verlauf des Verdrehmoments in Abhängigkeit vom
Verdrehwinkel gezeigt. Der Verdrehmomentverlauf bei kleinen Verdrehwinkeln in
Richtung Zugseite, also in die Richtung, in die das Antriebsaggregat den
Torsionsschwingungsdämpfer bei noch stehender Getriebeeingangswelle
verdreht, ist in diesem Ausführungsmuster bis ca. 9° von den
Dämpfungseigenschaften des zweistufigen Vordämpfers 2 geprägt (Fig. 6a). Die
erste Stufe des Hauptdämpfers 3 setzt nach dem Aufbrauchen des Freiwinkels
zwischen der Außenverzahnung 10 der Nabe 11 und der Innenverzahnung 9 des
Flansches 8 ein. Die zweite Hauptdämpferstufe setzt nach Aufbrauchen der
Freiräume der Ausnehmungen 16b des Flansches 8 bei einem Verdrehwinkel von
16° ein. Die Zunahme des Verdrehmoments ist mehr als eine Verdoppelung des
Verdrehmoments der ersten Hauptdämpferstufe, da die Schraubendruckfedern
13b der zweiten Hauptdämpferstufe gegenüber den Schraubendruckfedern 13a
der ersten Stufe eine höhere Steifigkeit aufweisen. Bei einem Verdrehwinkel von
ca. 20,5° stößt bei diesem Ausführungsmuster die Ausnehmung 17 des Flansches
8 an die Haltebolzen 6, die die Scheibenteile 5, 7 miteinander verbinden, wodurch
die Wirkung der Hauptdämpferstufe beendet wird.
In Richtung Schubseite ist der Freiwinkel des Vordämpfers 2 auf Verdrehwinkel
von 2,5° begrenzt, so daß die erste Hauptdämpferstufe ab diesem Verdrehwinkel
einsetzt. Auch der Beginn der Wirksamkeit und der Anschlag der zweiten
Hauptdämpferstufe sind auf Verdrehwinkel von 12,5° bzw. 14° begrenzt.
Fig. 6a stellt eine Bereichsvergrößerung der Fig. 5 zur besseren Darstellung des
Verdrehmoments des Vordämpfers 2 über die Verdrehwinkel dar. In Zugrichtung
(rechter Diagrammausschnitt) wirkt die erste Vordämpferstufe c1 bei
Verdrehwinkeln bis zu 6°. Bei größeren Verdrehwinkeln ist der Freiraum der
Ausnehmungen 22 des Ausgangsteils 19 des Vordämpfers 2 aufgebraucht und
die zweite Vordämpferstufe c2 wird aktiviert bis zu einem Winkel von 9°, bei dem
der Freiwinkel zwischen Außenverzahnung 10 der Nabe 11 und der
Innenverzahnung 9 des Flansches 8 aufgebraucht ist und die
Hauptdämpfereinrichtung einsetzt. Die Arbeitsweise des Vordämpfers ist in
diesem Ausführungsmuster seriell, das heißt die Federspannung des
Vordämpfers 2 bleibt während der Wirkung des Hauptdämpfers 3 erhalten. Der
Vordämpfer 2 weist im Schubbetrieb eine begrenzte Verdrehbarkeit nämlich einen
Verdrehwinkel von 2,5° auf, wobei nur die erste Vordämpferstufe aktiviert wird.
Fig. 6b zeigt den Verdrehmomentverlauf M eines erfindungsgemäßen
Ausführungsmusters des Vordämpfers 2 in Abhängigkeit vom Verdrehwinkel α
unter Berücksichtigung der durch die Reibeinrichtung bedingten Hysterese H1.
Dabei zeigen die durchgezogenen, mit Pfeilen versehenen Linien den
Verdrehmomentverlauf in Pfeilrichtung bei einer erfolgten Verdrehung des
Vordämpfers 2 mit Verdrehwinkelumkehr, die gestrichelten Linien den Verlauf der
Verdrehmomentkurve ohne Reibsprung und die strichpunktförmige Linie den von
der Hysterese bereinigten Mittelwert des Verdrehmoments ohne Berücksichtigung
des Reibsprungs.
Beginnend bei einem Verdrehwinkel α, bei dem im Schubbetrieb der Vordämpfer
am Anschlag steht und nur die erste Vordämpferstufe aktiv ist, nimmt das auf die
Zugseite bezogene Verdrehmoment M ab bis zu einem Verdrehwinkel von 0°, dem
Nulldurchgang der ersten Vordämpferstufe. Dann erhöht sich das Verdrehmoment
M sukzessive in Abhängigkeit von der Federrate und der Grundreibung der ersten
Vordämpferstufe bis der Freiwinkel FW zwischen der Innenverzahnung 39 der
Feder 29 und der Außenverzahnung 10 der Nabe 11 aufgebraucht ist. Dann wird
die Feder 29 von der Nabe 11 mitgenommen und erzeugt durch die entstehende
Relativverdrehung ein Reibmoment an den Kontaktflächen zum Reibring 28 und
zum Eingangsteil 18 des Vordämpfers 2, woraus der dargestellte Reibsprung R1
bei dem Verdrehwinkel FW entsteht. Das zusätzliche Reibmoment ist dem
Reibmoment der ersten Vordämpferstufe überlagert, bis die zweite
Vordämpferstufe beispielsweise c2 (Fig. 6a) bei einem Verdrehwinkel von 6° mit
einem zusätzlichen Reibmoment aktiviert wird. Aus der Steigung dieses
Kurvenabschnitts wird deutlich, daß die Schraubendruckfedern der ersten
Vordämpferstufe eine kleinere Steifigkeit aufweisen als die Schraubendruckfedern
der zweiten Vordämpferstufe. Am Ende A des Wirkbereichs des Vordämpfers 2 in
Zugrichtung wird eine Umkehr des Verdrehwinkels durchgeführt, wobei die
Hysterese H1 in umgekehrte Richtung auswirkt und das Reibmoment des
Reibsprungs R1 entfällt, da nun die Relativverdrehung der Feder 29 gegenüber
der Nabe 11 durch den geänderten Drehsinn mittels des Freiwinkels zur Nabe 11
wieder gegeben ist. Bei einem Rückdrehwinkel von 3° bezogen auf das
Ausführungsmuster in Fig. 6a wird die zweite Vordämpferstufe wieder inaktiviert
und das Reibmoment M fällt auf den um die Hysterese H1 verminderten Wert der
ersten Dämpferstufe bei Vollausschlag. Eine weitere Abnahme des
Verdrehwinkels α, bewirkt ein Aufbrauchen des Freiwinkels zwischen Feder 29
und Nabe 11 in umgekehrter Richtung und der Reibsprung R1 setzt analog zum
positiven Drehsinn ein, wobei ein Winkelversatz bei den beiden Drehrichtungen
beobachtet wird, der aus der Ungleichmäßigkeit der Wirkungsbereiche im Zug- und
Schubbetrieb des Vordämpfers 2 resultiert (Fig. 6a). Bei Verminderung der
Verdrehwinkels durchläuft die erste Vordämpferstufe den Nulldurchgang und es
wird ein negatives Verdrehmoment M bis zum Ende B der Schubrichtung
aufgebaut.
Die Fig. 7 zeigt ein Detail eines Ausführungsbeispiels mit einem
Torsionsschwingungsdämpfer 201, bei dem die Eingangsteile 205, 207
gegeneinander mittels der Tellerfeder 233 unter axialer Zwischenlegung des
Konus 231, der sich an einem radial vorstehenden Schulter 211a der Nabe 211
axial abstützt, verspannt sind, wobei durch die axiale Federkonstante der
Tellerfeder 233 eine Zentrierung des Scheibenteils 207 auf dem Konus 231
bewirkt wird. Zur Optimierung der Zentrierung der Seitenscheibe 207 auf dem
Konus 231 wird der Anstellwinkel α des Konus 231 und des Scheibenteils 207 im
Bereich 207a der Kontaktfläche zum Konus 231 zwischen 0 < α < 45°,
vorzugsweise 25° < α < 35° eingestellt. Bei einer Relativverdrehung zwischen der
Nabe 211 und den Scheibenteilen 205, 207 tritt am Konus 231 ein Reibmoment
auf, das in Abhängigkeit vom Anstellwinkel α, den zueinander in Kontakt
stehenden Reibflächen, der Federkonstante der Tellerfeder 233 und den
Reibwerten der relativ zueinander verdrehten Teile bestimmt wird. Dabei kann der
Reibeingriff zwischen dem Bereich 207a und dem Konus 231 an der Kontaktfläche
231a und/oder vorzugsweise zwischen dem Konus 231 und der
Energiespeicheraufnahme 219 des Vordämpfers an der Kontaktfläche 231b
eingestellt werden, wobei hier zwischen den beiden Teilen 231, 219 ein Reibblech
vorgesehen sein kann. Die abtriebsseitige Ansteuerung oder Beaufschlagung der
Energiespeicher 227 erfolgt mittels eines von der Seite des Scheibenteils 205 auf
die Energiespeicher 227 eingreifendes Steuerblech 227a, das in die
Verzahnung 219a der Nabe 211 eingreift.
Fig. 8 zeigt eine weitere, dem Ausführungsbeispiel der Fig. 7 ähnliche
Ausgestaltung eines Details betreffend den Konus 331 mit einem Anstellwinkel
0 < α < 45°, vorzugsweise 25° < α < 35° und einem Reibkontakt zu der
Nabenverzahnung 219a unter Ausbildung einer Reibfläche 331b, die ein
Reibmoment bei einer Relativverdrehung der radial außen miteinander axial
verbundenen Scheibenteile 305, 307 gegen die Nabe 311 ausbildet. Die beiden
Scheibenteile 305, 307 sind dabei unter axialer Zwischenlegung des Konus 331
auf der einen und eines Anschlagrings 332 auf der anderen Seite mittels der axial
wirksamen Tellerfeder 333, die sich an dem Scheibenteil 305 und am
Anschlagring 332 abstützt, gegen die Nabe 311 verspannt.
Fig. 9 zeigt ein abgewandeltes Ausführungsbeispiel des
Torsionsschwingungsdämpfers 1 in Fig. 1. Der als Teilschnitt dargestellte
Torsionsschwingungsdämpfer 401 der Fig. 9 weist im Bereich des Vordämpfers
402 eine Reibeinrichtung 428 auf, so ausgelegt ist, daß die Tellerfeder 433 selbst
keine Reibfunktion sondern nur die Verspannung der Reibsteuerscheibe 429
gegen den Konus 431 einerseits sowie gegen den Flansch 408 andererseits
bewirkt. Auf diese Weise ist eine zweistufige Ausgestaltung der Reibeinrichtung
438 möglich.
Die erste Stufe wird durch eine axiale Verspannung der beiden radial außen
miteinander verbundenen Scheibenteile 406, 407 unter axialer Zwischenlegung
des Konus 431 mit der Nabe 411 mittels der Tellerfeder 488 definiert. Durch die
Vorspannung der Scheibenteile 405, 407 entsteht ein Reibeingriff bei einer
Relativverdrehung der Nabe 411 gegen die Scheibenteile 405, 407 als erste
Reibstufe an der Kontaktfläche 431a zwischen dem Konus 431 und dem
Scheibenteil 407, wobei bei entsprechender Ausgestaltung der Reibverhältnisse,
der Reibeingriff gemäß den Fig. 7 und 8 auch in den Kontaktbereich 431b
zwischen Nabe 411 und Konus 431 verlegt werden kann, indem beispielsweise
der Anstellwinkel α der Kontaktfläche 431c steiler gestaltet wird, wobei an dieser
Stelle das Reibmoment erniedrigt und die Zentrierung der Scheibenteile 405, 407
auf dem Konus 431 verbessert wird.
Die zweite Reibstufe erfolgt bei einer Relativverdrehung des Flansches 408
gegenüber der Reibsteuerscheibe 429, also im Arbeitsbereich des Vordämpfers
402, wobei das Reibmoment an der Kontaktfläche 429a der Reibsteuerscheibe
429 zum Flansch 408 gebildet wird und die Reibsteuerscheibe 429 in das
Ausgangsteil 419 eingehängt ist und mittels eines Verdrehspiels zwischen den
beiden Teilen 429, 419 eine verschleppte Reibung erzeugt werden kann.
Um zu verhindern, daß sich die Tellerfeder 433 relativ gegen den Konus 431
beziehungsweise die Reibsteuerscheibe 429 bewegt, sind an ihrem Innen- und
Außenumfang radial erweiterte Ausleger 433a, 433b vorgesehen, die mit axial
erhabenen Nocken 431d des Konus 431 und Ausnehmungen 429b der
Reibsteuerscheibe 429 jeweils drehschlüssige Verbindungen bilden. Die
Tellerfeder 433 bewirkt in dem Ausführungsbeispiel eine zusätzlich zur Wirkung
der Tellerfeder 488 erhöhte Verspannung des Konus 431 mit dem Scheibenteil
407, wodurch insbesondere bei einem Versatz von Antriebseinheit und Getriebe
eine verbesserte Verspannung und damit eine bessere Zentrierung des
Scheibenteils 405 auf dem Konus und ein besser definierter Reibeingriff möglich
ist.
Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind Formulierungsvor
schläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die
Anmelderln behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder
Zeichnungen offenbarte Merkmale zu beanspruchen.
In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere
Ausbildung des Gegenstandes des Hauptanspruches durch die Merkmale des
jeweiligen Unteranspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung
eines selbständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmale der rück
bezogenen Unteransprüche zu verstehen.
Die Gegenstände dieser Unteransprüche bilden jedoch auch selbständige
Erfindungen, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Unteran
sprüche unabhängige Gestaltung aufweisen.
Die Erfindung ist auch nicht auf das (die) Ausführungsbeispiel(e) der Beschrei
bung beschränkt. Vielmehr sind im Rahmen der Erfindung zahlreiche Abände
rungen und Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente
und Kombinationen und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination
oder Abwandlung von einzelnen in Verbindung mit den in der allgemeinen
Beschreibung und Ausführungsformen sowie den Ansprüchen beschriebenen und
in den Zeichnungen enthaltenen Merkmalen bzw. Elementen oder Verfahrens
schritten erfinderisch sind und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen
Gegenstand oder zu neuen Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschrittfolgen führen,
auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.
Claims (39)
1. Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere für Kraftfahrzeugkupplungs
scheiben, mit zumindest einem, in einem vorgegebenen Winkelbereich wir
kenden, Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweisenden Vordämpfer und
zumindest einem, in einem vorgegebenen Winkelbereich wirkenden, Kraft
speicher höherer Steifigkeit aufweisenden Hauptdämpfer, wobei die
Kraftspeicher zwischen den jeweiligen Eingangs- und Ausgangsteilen des
Vor- und Hauptdämpfers wirksam sind und das Ausgangsteil des Torsionsschwin
gungsdämpfers eine mit Innenprofil zum Aufsetzen auf eine Getriebewelle
versehene Nabe ist, sowie ein das Ausgangsteil des Hauptdämpfers bildender
Flansch mit Innenprofil aufgenommen ist, wobei das Innenprofil mit einem
Außenprofil der Nabe in Eingriff steht und über dieses Profil dem Flansch des
Hauptdämpfers gegenüber der Nabe eine begrenzte Relativverdrehung
ermöglicht ist, sowie zumindest einem das Eingangsteil des Hauptdämpfers
bildenden und die Reibbeläge aufnehmenden Scheibenteil, zumindest einer
Reibeinrichtung und einer zumindest einen Teil der Reibeinrichtung
ansteuernden und den Reibeingriff definierenden Feder, die in das Außenprofil
der Nabe eingreift.
2. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß
die Nabe zweiteilig ist.
3. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1 und/oder 2, dadurch
gekennzeichnet, daß zwischen der Feder und der Nabe eine begrenzte, einen
Freiwinkel bildende Relativverdrehung möglich ist.
4. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Relativverdrehung zwischen der
Feder und der Nabe in einem Teil des Winkelbereichs der Wirksamkeit der
Kraftspeicher des Vordämpfers erfolgt.
5. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Relativverdrehung zwischen
der Feder und der Nabe eine Verschleppung des von der Feder definierten
Reibeingriffs um den Freiwinkel ∝ bewirkt.
6. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Freiwinkel ∝ im Bereich
zwischen ± 2° und ± 3° liegt und vorzugsweise ± 2,5° beträgt.
7. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Feder ein zum Außenprofil der
Nabe komplementäres Innenprofil aufweist.
8. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Außenprofil der Nabe und das
Innenprofil der Feder eine Verzahnung bilden, die den Freiwinkel α zuläßt.
9. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausgangsteil des Vordämpfers
drehfest mit der Nabe verbunden ist.
10. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des Vordämpfers
als Reibeinrichtung ausgestaltet ist.
11. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Feder zwischen dem
Eingangsteil des Vordämpfers und des Scheibenteils und/oder einem mit ihm
fest verbundenen Bauteil verspannt ist.
12. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das fest mit dem Scheibenteil
verbundene Bauteil ein zweites über Abstandsbolzen beabstandetes
Scheibenteil ist.
13. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Bauteil ein am zweiten
Scheibenteil befestigter Reibring ist.
14. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Feder ein Außenprofil mit
zumindest einer nach radial außen zeigenden Zunge aufweist.
15. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Zunge(n) radial außen eine
annähernd halbkreisförmige Ausnehmung aufweist beziehungsweise
aufweisen.
16. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß sich die Zunge(n) zur radialen
Außenseite hin verbreitert beziehungsweise verbreitern.
17. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des Vordämpfers
an der der Feder zugewandten axialen Seite im Bereich der Kontaktfläche
zwischen Eingangsteil und der mit einem Anlagewinkel verspannten Feder
eine Kuppe aufweist.
18. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kuppe einen solchen
Steigungswinkel aufweist, daß der Auflagewinkel β der Feder annähernd β = 0
ist.
19. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des Vordämpfers
an der der Feder zugewandten, axialen Seite mindestens einen sich axial
erstreckenden Zapfen aufweist.
20. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Anzahl der Zapfen der Anzahl
der Ausnehmungen an den Zungen am Außenumfang der Feder entspricht.
21. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Zapfen (der Zapfen) mit Spiel in
die Ausnehmung der Zunge(n) eingreifen (eingreift).
22. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Reibring mit mindestens einem
sich axial erstreckenden Zapfen in eine im Scheibenteil vorgesehene Bohrung
eingepaßt wird.
23. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Reibring einen am äußeren
Umfang befindlichen, sich axial in Richtung Feder erhabenen eine axiale
Ringfläche bildenden, Ring aufweist.
24. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die sich bildende Ringfläche zu
ihrem inneren Durchmesser hin abfällt.
25. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß durch die abfallende Ringfläche ein
Phasenwinkel γ so ausgestaltet ist, daß der Anlagewinkel β der Feder auf dem
Reibring annähernd β = 0 ist.
26. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Reibring zumindest einen Teil
der Reibeinrichtung des Vor- und des Hauptdämpfers bildet.
27. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß außerhalb des Außenumfangs des
erhabenen Rings des Reibrings eine weitere, zu einer Reibeinrichtung des
Hauptdämpfers gehörige Tellerfeder angeordnet ist.
28. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß sich die Tellerfeder auf axial
ausgerichtete Laschen eines einen Teil der Reibeinrichtung des
Hauptdämpfers steuernden Reibsteuerteils abstützt.
29. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Reibsteuerteil eine zweite Stufe
der Reibeinrichtung des Hauptdämpfers ansteuert.
30. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß sich die Tellerfeder axial gegen die
radial innere, nicht erhabene Ringfläche des Reibrings abstützt.
31. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des Vordämpfers
in für eine Aufnahme der Kraftspeicher im Eingangsteil des Hauptdämpfers
vorgesehene Fenstern eingepaßt wird.
32. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Einpassung über formschlüssig
zu den beiden radial inneren Ecken der Fenster im Eingangsteil des
Vordämpfers vorgesehene axial ausgeformte Zapfen erfolgt.
33. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Vordämpfer axial zwischen den
Scheibenteilen untergebracht ist.
34. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Außenprofil der Nabe in einem
zweiten Nabenteil fortgeführt wird und die Feder mit ihrem Innenprofil in ein
Außenprofil des Konus eingreift.
35. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß sich das Außenprofil der Nabe vom
Außenprofil des Konus unterscheidet.
36. Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Scheibenteile unter
axialer Zwischenlegung des Konus gegen die Nabe mittels eines axial
wirksamen Energiespeichers verspannt sind.
37. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine konischen Fläche des Konus
mit einem Anstellwinkel α eine Kontaktfläche zu einem der beiden
Scheibenteile bildet.
38. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Scheibenteil auf dem Konus
zentriert werden.
39. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Anstellwinkel α im Bereich
0° < α < 45°, vorzugsweise 25° < α < 35° vorgesehen ist.
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