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Die
vorliegende Erfindung betrifft ein Zweimassenschwungrad für einen
Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, mit einer primären Schwungmasse und
einer sekundären
Schwungmasse, die drehbar um eine gemeinsame Rotationsachse angeordnet sind
und die über
eine elastische Kopplungseinrichtung drehelastisch miteinander gekoppelt
sind.
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Ein
derartiges Zweimassenschwungrad dient in einem Kraftfahrzeug zum
Zwischenspeichern von Bewegungsenergie während der Leertakte des Motors
sowie zum Aufnehmen und Dämpfen
von Drehschwingungen zwischen dem Motor und dem Antriebsstrang.
Bei einem Fahrzeug mit Schaltgetriebe kann beispielsweise die primäre Schwungmasse drehwirksam
mit einer Kurbelwelle des Motors verbunden sein, während die
sekundäre
Schwungmasse drehwirksam mit einer Kupplung des Schaltgetriebes
verbunden ist. Drehschwingungen, die über die Kurbelwelle an die
primäre
Schwungmasse geleitet werden, werden dank der Kopplungseinrichtung
und einer zusätzlichen
Dämpfungsvorrichtung
nur abgeschwächt
an die sekundäre
Schwungmasse und damit an das Schaltgetriebe und den weiteren Antriebsstrang übertragen.
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Bei
bekannten Zweimassenschwungrädern der
eingangs genannten Art tritt das Problem auf, dass bei einem Durchgang
durch die Resonanzfrequenz des Systems Resonanzen auftreten, die
neben störenden
Geräuschen
auch zu Beschädigungen
des Antriebsstrangs führen
können.
Die Resonanzfrequenz liegt üblicherweise
unterhalb der Leerlaufdrehzahl des Motors, so dass die vorstehend
genannte Situation insbesondere bei einem Start des Motors auftritt.
Außerdem
treten bei den bekannten Zweimassenschwungrädern Probleme während transienten
Vorgängen
auf, d. h. etwa bei einer Änderung der
Amplitude des anliegenden Moments und einer damit einhergehenden
Veränderung
eines Verdrehwinkels zwischen der primären und der sekundären Schwungmasse,
die größer als
ein bestimmter Wert ist.
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Die
genannten Probleme lassen sich grundsätzlich durch eine geeignet
ausgebildete Dämpfungsvorrichtung
lösen.
Bekannte Dämpfungsvorrichtungen
schaffen allerdings nicht oder nur teilweise Abhilfe in den eingangs
beschriebenen Situationen und/oder sind aufwändig und teuer in der Herstellung.
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Es
ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Zweimassenschwungrad
mit einer Dämpfungsvorrichtung
zu schaffen, die auf einfache und kostengünstige Weise die genannten
Probleme vermeidet, gleichzeitig aber auch eine zuverlässige und effektive
Aufnahme und Dämpfung
von Drehschwingungen insbesondere zwischen dem Motor und dem Antriebsstrang
ermöglicht.
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Diese
Aufgabe wird durch ein Zweimassenschwungrad mit den Merkmalen des
Anspruchs 1 gelöst.
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Wie
eingangs bereits erwähnt,
umfasst das erfindungsgemäße Zweimassenschwungrad
für einen
Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs eine primäre Schwungmasse und eine sekundäre Schwungmasse,
die drehbar um eine gemeinsame Rotationsachse angeordnet sind und
die über
eine elastische Kopplungseinrichtung drehelastisch miteinander gekoppelt
sind, so dass die Schwungmassen ausgehend von einer Ruhelage, in
der kein Drehmoment zwischen den Schwungmassen übertragen wird, um einen Verdrehwinkel
relativ zueinander verdrehbar sind. Das Zweimassenschwungrad umfasst
zudem zumindest eine Dämpfungsvorrichtung,
die eine Verdrehbewegung zwischen den Schwungmassen dissipativ dämpft, wobei
die Dämpfungsvorrichtung
zumindest ein Reibungselement umfasst, das der einen der beiden
Schwungmassen zugeordnet ist. Das Reibungselement wirkt mit einer
Andruckfläche
zusammen, die der anderen der beiden Schwungmassen zugeordnet ist.
Die Dämpfungsvorrichtung
ist in Abhängigkeit
von dem Betriebszustand des Zweimassenschwungrads wirksam.
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Es
ist bevorzugt, dass die Dämpfungsvorrichtung
in Abhängigkeit
von dem Verdrehwinkel zwischen den Schwungmassen oder einer Änderung des
Verdrehwinkels wirksam ist.
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Beispielsweise
kann bei sehr kleinen anliegenden Momenten beim Start des Motors
ein definiertes Ruhelagen-Reibmoment vorliegen, welches wegfällt, wenn
die einleitend diskutierte Resonanzfrequenz überschritten wurde. Zusätzlich oder
alternativ kann vorgesehen sein, dass beispielsweise bei Überschreiten
eines bestimmten Verdrehwinkels zwischen den Schwungmassen zusätzliche
dämpfende Reibmomente
zwischen den Schwungmassen auftreten. Das erfindungsgemäße Zweimassenschwungrad
weist somit an die jeweils vorliegenden Bedingungen angepasste Dämpfungseigenschaften auf,
wodurch Drehschwingungen zwischen dem Motor und dem Antriebsstrang
des Fahrzeugs in optimierter Weise aufgenommen und gedämpft werden können.
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Gemäß einer
Ausführungsform
des Zweimassenschwungrads wirkt das Reibungselement bezüglich der
Rotationsachse des Zweimassenschwungrads in radialer Richtung mit
der Andruckfläche
zusammen, nämlich
radial nach innen oder radial nach außen.
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Das
Reibungselement kann eine Reibfläche und
einen Reibflächenträger aufweisen.
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Weiterhin
kann einer der beiden Schwungmassen eine Federeinrichtung zugeordnet
sein, mittels derer das Reibungselement in Richtung der Andruckfläche vorspannbar
ist.
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Eine
konstruktiv besonders vorteilhafte und robuste Variante des Zweimassenschwungrads
sieht vor, dass die Andruckfläche
einstöckig
mit der anderen der beiden Schwungmassen ausgebildet ist. Sie ist
insbesondere hohlzylinderförmig
ausgebildet.
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Um
die Dämpfung
effizienter zu gestalten, kann eine weitere Dämpfungsvorrichtung vorgesehen
sein, wobei die eine Dämpfungsvorrichtung
und die weitere Dämpfungsvorrichtung
bezüglich
der Rotationsachse des Zweimassenschwungrads einander gegenüber liegend
angeordnet sind. Anstelle von zwei unter einem Winkel von 180° angeordneten Dämpfungsvorrichtungen
können
beispielsweise auch drei Dämpfungsvorrichtungen
unter Winkeln von jeweils 120° vorgesehen
sein. Es ist auch möglich,
dass zumindest zwei Dämpfungsvorrichtungen vorgesehen
sind, die unterschiedliche Dämpfungswirkungen
aufweisen. Beispielsweise können
insgesamt vier Dämpfungsvorrichtungen
vorgesehen sein, die zwei Paare mit einander gegenüber liegenden Dämpfungsvorrichtungen
bilden, wobei sich die Dämpfungswirkungen
der Paare unterscheiden. In bestimmten Fällen können auch einander gegenüber liegende
Dämpfungsvorrichtungen
unterschiedliche Dämpfungswirkungen
aufweisen.
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Gemäß einer
bevorzugten Ausführungsform des
Zweimassenschwungrads wirken das Reibungselement und die Andruckfläche dergestalt
zusam men, dass das Reibungselement die Andruckfläche mit einer vorbestimmten
Andruckkraft beaufschlagt, wenn sich die beiden Schwungmassen in
der Ruhelage befinden. Dahingegen beaufschlagt das Reibungselement
die Andruckfläche
nicht oder mit einer geringeren Andruckkraft als der vorbestimmten
Andruckkraft, wenn die beiden Schwungmassen bezüglich der Ruhelage verdreht
sind. Bei kleinen an dem Zweimassenschwungrad anliegenden Momenten
ist durch das vorbestimmte Reibmoment somit eine definierte Kopplung
zwischen den Schwungmassen gewährleitstet.
Die Dämpfungsvorrichtung
dieser Ausführungsform
unterdrückt
auf effiziente Weise Resonanzen des Zweimassenschwungrads, die insbesondere
beim Starten des Motors auftreten, da das anfänglich vorliegende Reibmoment
erst wegfällt,
wenn der Verdrehwinkel zwischen den beiden Schwungmassen einen bestimmten
Betrag übersteigt.
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Um
die Andruckkraft, mit der das Reibungselement die Andruckfläche beaufschlagt,
in Abhängigkeit
von dem Verdrehwinkel zwischen den Schwungmassen zu steuern, kann
die Dämpfungsvorrichtung
ferner zumindest einen Steuerabschnitt umfassen, der drehfest mit
der anderen der beiden Schwungmassen verbunden ist. Insbesondere
erstreckt sich der Steuerabschnitt bezüglich der Rotationsachse des
Zweimassenschwungrads in Umfangsrichtung, d. h. in Drehrichtung.
Der Steuerabschnitt besitzt zudem einen entlang der Umfangsrichtung
variierenden Radius.
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Vorteilhafterweise
wirkt der Steuerabschnitt über
eine Federeinrichtung mit dem Reibungselement zusammen. Insbesondere
ist die Federeinrichtung an der einen der beiden Schwungmassen gehalten.
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Gemäß einer
vorteilhaften Weiterbildung des erfindungsgemäßen Zweimassenschwungrads wirkt der
Steuerabschnitt dergestalt über
die Feder einrichtung mit dem Reibungselement zusammen, dass der Steuerabschnitt
die Federeinrichtung komprimiert, um das Reibungselement in Richtung
der Andruckfläche
vorzuspannen, wenn die beiden Schwungmassen sich in der Ruhelage
befinden. Um die von dem Reibungselement auf die Andruckfläche ausgeübte Andruckkraft
zu verringern, entspannt der Steuerabschnitt die Federeinrichtung,
wenn die beiden Schwungmassen bezüglich der Ruhelage verdreht sind.
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Die
Federeinrichtung kann bogenförmig
mit einem Scheitelabschnitt und zwei sich beiderseits an den Scheitelabschnitt
anschließenden
Schenkelabschnitten ausgebildet sein, wobei die Schenkelbschnitte
mit dem Reibungselement an der einen der beiden Schwungmassen zusammenwirken.
Der Scheitelabschnitt der Federeinrichtung wirkt mit dem Steuerabschnitt
der anderen der beiden Schwungmassen zusammen. Es können beispielsweise
auf geeignete Weise gebogene Blattfedern zum Einsatz kommen.
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Um
die Andruckkraft im Bereich um die Ruhelage der Schwungmassen auf "sanfte" Weise zu modulieren,
kann der Steuerabschnitt einen Aktuierungsbereich und zwei sich
beiderseits an den Aktuierungsbereich anschließende Auflaufschrägen aufweisen,
die bezüglich
der Rotationsachse des Zweimassenschwungrads in radialer Richtung
gegenüber dem
Aktuierungsbereich zurück
versetzt sind.
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Eine
weitere Ausführungsform
des erfindungsgemäßen Zweimassenschwungrads
sieht eine Dämpfungsvorrichtung
mit einer Federeinrichtung vor, mittels derer das Reibungselement
in Richtung der Andruckflächen
vorgespannt ist. Bei dieser Ausführungsform
ist das Reibungselement bezüglich
der Rotationsachse des Zweimassenschwungrads in Umfangsrichtung
versetzbar gelagert. Eine Versetzung des Reibungselements ist durch
wenigstens einen Anschlag begrenzt. Das Reibungselement wirkt mit
der Andruckfläche
derart zusammen, dass bei einer Verdrehbewegung zwischen den beiden Schwungmassen
in einer ersten Bewegungsphase das Reibungselement relativ zu der
Andruckfläche unbewegt
bleibt und relativ zu dem Anschlag versetzt wird, bis das Reibungselement
an dem Anschlag anschlägt.
Das Reibungselement wirkt zudem mit der Andruckfläche derart
zusammen, dass in einer nachfolgenden zweiten Bewegungsphase das
Reibungselement relativ zu der Andruckfläche bewegt wird. Insbesondere
ist das in der zweiten Bewegungsphase von der Dämpfungsvorrichtung bewirkte
Dämpfungsmoment
höher als
das in der ersten Bewegungsphase bewirkte Dämpfungsmoment.
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Mit
anderen Worten tritt aufgrund der fehlenden Relativbewegung zwischen
dem Reibungselement und der Andruckfläche in der ersten Bewegungsphase
kein Reibmoment auf. Das Reibungselement wird mit der Andruckfläche bewegt,
bis es an dem Anschlag anschlägt.
Bewegt sich die Andruckfläche
weiter, während
das Reibungselement an dem Anschlag anliegt, tritt eine reibungsbehaftete
Relativbewegung zwischen dem vorgespannten Reibungselement und der
Andruckfläche
auf. In der zweiten Bewegungsphase liegt daher ein Reibmoment vor,
das die Relativbewegung zwischen den Schwungmassen dämpft.
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Bei
einer konstruktiv vorteilhaften Ausführungsform des Zweimassenschwungrads
ist der Anschlag an der einen der beiden Schwungmassen ausgebildet.
Vorzugweise ist der Anschlag an einem Lagerungsabschnitt ausgebildet,
an dem das Reibungselement versetzbar gelagert ist. Insbesondere sind
dem jeweiligen Reibungselement zwei Anschläge zugeordnet, die eine Versetzung
des Reibungselements in den beiden möglichen Drehrichtungen der primären Schwungmasse
relativ zu der sekundären Schwungmasse
begrenzen.
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Gemäß einer
Variante der Dämpfungsvorrichtung
ist die Federeinrichtung an der einen der beiden Schwungmassen vorgesehen
und ist insbesondere gegen eine Bewegung relativ zur Umfangrichtung
gesichert. Das Reibungselement kann relativ zu der Federeinrichtung
versetzbar gelagert sein und mit der Andruckfläche einerseits und der Federeinrichtung
andererseits derart zusammenwirken, dass das Reibungselement in
der ersten Bewegungsphase relativ zu der Federeinrichtung versetzt
wird. Dabei ist es vorteilhaft, wenn das Reibungselement mit der
Andruckfläche
gemäß einem
ersten Reibungskoeffizienten zusammenwirkt und dass das Reibungselement
mit der Federeinrichtung gemäß einem
zweiten Reibungskoeffizienten zusammenwirkt, wobei der erste Reibungskoeffizient
größer ist
als der zweite Reibungskoeffizient. Das Reibungselement ist somit
relativ zu der Federeinrichtung „leichter" bewegbar als relativ zu der Andruckfläche, was
einerseits die Versetzung des Reibungselements relativ zu der Federeinrichtung
in der ersten Bewegungsphase vereinfacht, andererseits in der zweiten
Bewegungsphase eine ausreichend effiziente Dämpfung der Relativbewegung
der Schwungmassen sicherstellt.
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Die
Federeinrichtung der Ausführungsform mit
versetzbar gelagertem Reibungselement ist insbesondere an der einen
der beiden Schwungmassen gehalten und weist zwei Schenkelabschnitte
auf, deren Enden sich bezüglich
der Rotationsachse des Zweimassenschwungrads in Umfangsrichtung
erstreckt. Da das Reibungselement zumindest abschnittsweise an den
Schenkelabschnitten der Federeinrichtung flächig anliegt, wird eine flächige Verteilung
der Andruckkraft erzeugt, was sich positiv auf die Dämpfungseigenschaften
der Dämpfungsvorrichtung
auswirkt. Vorteilhafterweise erzeugt die Federeinrichtung eine in
im Wesentlichen radialer Richtung wirkende Kraft zur Vorspannung
des Reibungselements.
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Gemäß einer
alternativen Konzeption der Dämpfungsvorrichtung
bildet das Reibungselement zusammen mit der Federeinrichtung eine
bezüglich der
Rotationsachse des Zweimassenschwungrads in Umfangsrichtung geschlossene
Dämpfungsvorrichtung.
Insbesondere weist die Dämpfungsvorrichtung zumindest
zwei Reibungselemente und zumindest zwei Federeinrichtungen auf,
die in Umfangsrichtung alternierend angeordnet sind.
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Bei
dieser Ausführungsform
kann es vorgesehen sein, dass die Federeinrichtung eine in im Wesentlichen
tangentialer Richtung wirkende Kraft zur Vorspannung des Reibungselements
erzeugt. Mit anderen Worten wirkt die Kraft der Federeinrichtung nicht
parallel zu einer Zentrifugalkraft, die bei einer Rotation der Schwungsmassen
auftritt, sondern im Wesentlichen senkrecht dazu.
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Weiterhin
kann die Federeinrichtung bei dieser Ausführungsform relativ zu dem Anschlag
versetzbar sein.
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Die
Federeinrichtung umfasst insbesondere zumindest eine Druckfeder.
Diese Druckfeder kann beispielsweise im Wesentlichen das einzige
Element der Federeinrichtung darstellen und eine Verbindung zwischen
freien Enden des Reibungselements herstellen, um die in Umfangsrichtung
geschlossene Dämpfungsvorrichtung
zu bilden. Alternativ kann jedoch auch eine Zugfeder zum Einsatz
gelangen. Die Federeinrichtung kann auch ein Verbindungselement umfassen,
das den freien Enden des Reibungselements oder zwei benachbarten
freie Enden von in Umfangsrichtung benachbarten Reibungselementen – wenn zwei
oder mehr Reibungselemente vorgesehen sind – zugeordnet ist.
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Das
Verbindungselement kann grundsätzlich im
Wesentlichen alleine durch eine Feder gebildet sein. Das Verbindungselement
ist alternativ hierzu insbesondere klammerartig ausgebildet und
weist Halteabschnitte auf, die beispielsweise an sich gegenüber liegenden
Enden des Verbindungselements angeordnet sind. Jeder der Halteabschnitte
ist jeweils einem Bügelelement
des Reibungselements – bzw.
der Reibungselemente – zugeordnet,
wobei zwischen jeweils einem Halteabschnitt und einem Bügelabschnitt
eine Feder angeordnet ist. Die Feder sorgt beispielsweise dafür, dass
der jeweilige Halteabschnitt von dem ihm zugeordneten Bügelabschnitt weggedrückt oder
an ihn herangezogen wird. Die Fixierung der Feder wird erleichtert,
wenn der Halteabschnitt und der Bügelabschnitt jeweils einen
Abschnitt aufweisen, der sich im Wesentlichen in radialer Richtung
erstreckt.
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Es
kann eine zweite Andruckfläche
vorgesehen sein, die insbesondere als eine hohlzylindrische Fläche ausgebildet
ist, die koaxial zu der ersten Andruckfläche angeordnet ist. Die Dämpfungsvorrichtung
ist besonders wirksam, wenn die erste und die zweite Andruckfläche gemeinsam
an einer der beiden Schwungmassen angeordnet sind bzw. mit derselben
der Schwungmassen verbunden sind.
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Insbesondere
ist das Reibungselement schwimmend zwischen der – vorstehend bereits beschriebenen – ersten
Andruckfläche
und der zweiten Andruckfläche
gelagert.
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Beispielsweise
ergibt sich durch die Ausgestaltung der beiden Andruckflächen ein
Ringspalt, in dem das Reibungselement – sowie gegebenenfalls weitere
Komponenten – der
Dämpfungsvorrichtung angeordnet
ist. Das Reibungselement ist dabei letztlich derjenigen der beiden
Schwungmassen zugeordnet, welche den zugeordneten Anschlag trägt. Es ist jedoch
an keiner der beiden Schwungmassen fest angeordnet. Vielmehr ist
es schwimmend zwischen den beiden Andruckflächen gelagert.
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Das
Verbindungselement kann eine Reibfläche aufweisen, die unter Wirkung
einer bei Betrieb des Zweimassenschwungrads auftretenden Zentrifugalkraft
zumindest abschnittsweise flächig
an die zweite Andruckfläche
andruckbar ist.
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Weitere
Ausführungsformen
der Erfindung sind in den Unteransprüchen, der Beschreibung und den
Zeichnungen angegeben.
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Die
Erfindung wird im Folgenden rein beispielhaft anhand vorteilhafter
Ausführungsformen und
unter Bezugnahme auf die Zeichnungen beschrieben. Gleichartige Elemente
sind darin mit denselben Bezugszeichen gekennzeichnet. Es zeigen:
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1 schematisch
einen Teil eines erfindungsgemäßen Zweimassenschwungrads
in einer Perspektivansicht,
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2a und 2b die
Schwungmassen sowie die mit diesen verbundenen Komponenten der Dämpfungsvorrichtungen
des erfindungsgemäßen Zweimassenschwungrads
in einer Perspektivansicht,
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3 die
mit der primären
Schwungmasse verbundenen Komponenten der Dämpfungsvorrichtungen,
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4 die
in 3 gezeigten Komponenten der Dämpfungsvorrichtungen in Verbindung
mit der primären
Schwungmasse in einer Perspektivansicht,
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5 eine
Variante der primären
Schwungmasse sowie die mit der primären und der sekundären Schwungmasse
verbundenen Komponenten der Dämpfungsvorrichtungen
in einer Perspektivansicht,
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6a und 6b weitere
Ausführungsformen
einer der Dämpfungsvorrichtungen
in einer schematischen Darstellung, und
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7a und 7b eine
weitere Ausführungsform
einer der Dämpfungsvorrichtungen
in einer Draufsicht bzw. in einer Perspektivansicht.
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1 zeigt
schematisch in einer Perspektivansicht Teile eines Zweimassenschwungrads 10, welches
vier Schwenkhebel 12 aufweist, die paarweise mit Schraubenfedern 14 zusammenwirken.
Hierbei ist einem jeweiligen Schwenkhebel 12 ein weiterer
Schwenkhebel 12 zugeordnet, wobei die beiden Schwenkhebel 12, 12' eines Hebelpaars
an einem gemeinsamen Schwenklager 16 einer primären Schwungmasse 18 unabhängig voneinander
um eine gemeinsame Schwenkachse C schwenkbar gelagert sind.
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Auf
der einen Seite bezüglich
des jeweiligen Schwenklagers 16 besitzt jeder Schwenkhebel 12 einen
Antriebsabschnitt 20 mit einer daran ausgebildeten Steuerbahn 22.
Eine an einer sekundären Schwungmasse
(in 1 nicht gezeigt) drehbar gelagerte Antriebsrolle 24 kann
entlang der jeweiligen Steuerbahn 22 verfahren werden,
um hierdurch eine Schwenkbewegung des jeweiligen Schwenkhebels 12 zu
bewirken oder ein Zurückschwenken
des Schwenkhebels 12 zu gestatten. Auf der anderen Seite
des jeweiligen Schwenklagers 16 besitzt jeder Schwenkhebel 12 einen
Auslenkabschnitt 26, dessen freies Ende mit der jeweiligen
Schraubenfeder 14 verbunden ist. Der genannte Antriebsabschnitt 20 bildet
somit einen ers ten Hebelarm, und der genannte Auslenkabschnitt 26 bildet
einen zweiten Hebelarm, wobei diese beiden Hebelarme starr miteinander
verbunden sind und wobei das jeweilige Schwenklager 16 zwischen
diesen beiden Hebelarmen angeordnet ist.
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Entsprechendes
gilt für
den genannten jeweils zugeordneten Schwenkhebel 12', d. h. dieser besitzt
ebenfalls einen Antriebsabschnitt 20' mit Steuerbahn 22' und einen Auslenkabschnitt 26'. Bezüglich der
Darstellung in 1 ist zu beachten, dass der
jeweilige Antriebsabschnitt 20, 20' und der jeweilige Auslenkabschnitt 26, 26' der Schwenkhebel 12 bzw. 12' in unterschiedlichen
Ebenen angeordnet sind.
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Nachfolgend
wird die Funktionsweise des Zweimassenschwungrads 10 erläutert. In
der gezeigten Ruhelage des Zweimassenschwungrads sind die beiden
als Druckfedern wirkenden Schraubenfedern 14 maximal entspannt,
wobei die Auslenkabschnitte 26, 26' der Schwenkhebel 12, 12', an denen die
Enden der Schraubenfedern 14 befestigt sind, an jeweiligen
Anschlagabschnitten (nicht gezeigt) der primären Schwungmasse 18 anliegen.
Wenn die sekundäre
Schwungmasse gegen den Uhrzeigersinn relativ zu der primären Schwungmasse 18 gedreht
wird, bedeutet dies, dass die an der sekundären Schwungmasse gelagerten
Antriebsrollen 24 um die Drehachse des Zweimassenschwungrads 10 geschwenkt werden
und hierbei entlang der jeweiligen Steuerbahn 22 der beiden
Schwenkhebel 12 abrollen. Hierdurch werden die Schwenkhebel 12 allmählich um die
jeweilige Schwenkachse C verschwenkt, so dass der jeweilige Auslenkabschnitt 26 die
zugeordnete Schraubenfeder 14 komprimiert. Das jeweils
andere Ende der betreffenden Schraubenfeder 14 behält hierbei
seine Position bei, da dieses Federende – wie vorstehend erläutert – über den
Auslenkabschnitt 26' des
zugeordneten Schwenkhebels 12' an einem Anschlagabschnitt der
primären
Schwungmasse 18 anliegt. Durch das erläuterte Komprimieren der Schraubenfedern 14 wird
somit ein zunehmendes Rückstellmoment
erzeugt.
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Es
versteht sich, dass ausgehend von der Ruhelage – wie sie in 1 dargestellt
ist – auch
eine Verdrehung der beiden Schwungmassen im umgekehrten Drehsinn
erfolgen kann. In diesem Fall werden die beiden Schwenkhebel 12' verschwenkt,
während
die Schwenkhebel 12 ihre Lage beibehalten. Für beide
Drehrichtungen wird das jeweilige Rückstellmoment mittels der beiden
Schraubenfedern 14 erzeugt, wobei diese schwimmend gelagert
sind und entweder das eine oder das andere jeweilige Ende ausgelenkt
wird. Eine Drehbewegung der primären Schwungmasse 18 und
der sekundären
Schwungmasse relativ zueinander führt somit zu einer untersetzten
Auslenkbewegung der beiden Schraubenfedern 14, so dass
Schraubenfedern 14 mit einer vergleichsweise steifen Kennlinie
zum Einsatz gelangen können
und die beiden Schraubenfedern 14 entsprechend kurz ausgebildet
sein können.
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Durch
den vorstehend beschriebenen Mechanismus wird somit eine elastische
Kopplungseinrichtung gebildet, die die beiden Schwungmassen des
Zweimassenschwungrads 10 drehelastisch miteinander koppelt.
In Abhängigkeit
eines Verdrehwinkels zwischen den Schwungmassen wird ein Rückstellmoment
erzeugt, welches auf eine Bewegung zurück in die Ruhelage hinwirkt.
Verschiedene andere Kopplungsmechanismen sind grundsätzlich bekannt.
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Die
vorliegende Erfindung betrifft allerdings im Wesentlichen die Ausgestaltung
von Dämpfungsvorrichtungen 28,
die in Abhängigkeit
von dem Betriebszustand des Zweimassenschwungrads 10 wirksam
sind. Die Dämpfungsvorrichtungen 28 sind
im zentralen Bereich des Zweimassenschwungrads 10 angeordnet.
Aus Gründen
der Übersichtlichkeit
sind in
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2a und 2b lediglich
die primäre Schwungmasse 18 und
eine sekundäre
Schwungmasse 30 sowie die wesentlichen Komponenten der Dämpfungsvorrichtungen 28 ohne
den vorstehend beschriebenen Kopplungsmechanismus gezeigt.
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2a zeigt
die primäre
Schwungmasse 18 mit den daran angebrachten Bestandteilen
der Dämpfungsvorrichtungen 28,
während 2b die sekundäre Schwungmasse 30 mit
den daran befestigen Bestandteilen der Dämpfungsvorrichtungen 28 zeigt.
Die Bestandteile der Dämpfungsvorrichtungen 28 an
der primären
Schwungmasse 18 sind auch in 3 dargestellt
und werden anhand dieser im Folgenden im Einzelnen beschrieben:
Die
Dämpfungsvorrichtungen 28 umfassen
zusammen vier Lagerabschnitte 32, die einstückig an
der primären
Schwungmasse 18 ausgebildet sind. Die Lagerabschnitte 32 weisen
radiale Abschnitte 32a und bezüglich der Rotationsachse des
Zweimassenschwungrads 10 in Umfangsrichtung verlaufende
Lagersegmente 32b auf. Die Lagersegmente 32b lagern
Reibungselemente 34a–d,
die jeweils mit einer Reibfläche 36 versehen
sind. Den Reibungselementen 34a–d sind Federelemente 38a–d zugeordnet, durch
die die Reibungselemente 34a–d permanent oder zeitweise
in radialer Richtung nach innen vorgespannt werden können. Im
vorgespannten Zustand der Reibungselemente 34a–d drücken die
Reibflächen 36 gegen
eine Andruckfläche 39,
die – wie
in 2b gezeigt – an
der sekundären
Schwungmasse 30 einstückig
ausgebildet ist. Mit anderen Worten werden die Reibflächen 36 gegen
die Andruckfläche 39 gedrückt, um
betriebszustandabhängig
ein dämpfendes
Reibmoment zwischen den Schwungmassen 18, 30 zu
erzeugen.
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Die
die Vorspannung der Reibungselemente 34a–d erzeugenden
Federelemente 38a–d
werden von drehfest mit der primären
Schwungmasse 18 verbundenen Zapfen 40 getragen.
Somit sind auch die Federelemente 38a– d in Bezug auf die primäre Schwungmasse 18 drehfest
angeordnet. Dies gilt ebenfalls für die Reibungselemente 34b, 34d,
da sie durch die radialen Abschnitte 32a der ihnen zugeordneten
Lagerabschnitte 32 im Wesentlichen spielfrei fixiert werden.
Mit anderen Worten bilden die radialen Abschnitte 32a Anschläge, die
einen signifikanten Versatz der Reibungselemente 34b, 34d in
Umfangsrichtung verhindern.
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Die
Reibungselemente 34b, 34d sind bezüglich einer
Rotationsachse A des Zweimassenschwungrads 10 einander
gegenüber
liegend angeordnet. Die den Reibungselementen 34b, 34d zugeordneten
Federelemente 38b, 38d weisen – wie auch die Federelemente 38a, 38c – jeweils
einen bogenförmigen
Scheitelabschnitt 42 und zwei Schenkelabschnitte 44 auf.
Wird der bogenförmige
Scheitelabschnitt 42 durch eine Kraft in radialer Richtung
nach innen gedrückt – d. h.
zu einem beispielsweise als Befestigungsflansch dienenden Ring 46 hin,
der eine nicht gezeigte Welle umgibt, die beispielsweise mit dem
Motor des Fahrzeugs in Verbindung steht -, werden auch die Schenkelabschnitte 44 nach
innen bewegt. Dadurch erfolgt eine Kraftbeaufschlagung der Reibungselemente 34b, 34d in
derselben Richtung, wodurch deren Reibflächen 36 gegen die
Andruckfläche 39 der
sekundären
Schwungmasse 30 gedrückt werden.
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Die
Kraftbeaufschlagung der Scheitelabschnitte 42 der Federelemente 38b, 38d erfolgt
durch Steuerabschnitte 48, die in 2b gezeigt
sind. Die Steuerabschnitte 48 sind einstückig an
der sekundären
Schwungmasse 30 ausgebildet. In einer Ruhelage des Zweimassenschwungrads 10,
d. h. wenn die Schwungmassen 18, 30 nicht gegeneinander
verdreht sind, sind die Steuerabschnitte 48 in einer derartigen
Position, dass sie die bogen förmigen
Scheitelabschnitte 42 der Federelemente 38b, 38d in
radialer Richtung nach innen drücken
(siehe auch 1). Dadurch wird ein Reibmoment
zwischen den Schwungmassen 18, 30 erzeugt, welches
deren Auslenkung aus der Ruhelage entgegenwirkt. Bei kleinen anliegenden
Momenten wird somit auf effiziente Art und Weise die Entstehung
von unerwünschten
und schädlichen
Resonanzen insbesondere während
des Startens des Motors verhindert werden.
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Die
Charakteristik der durch die Reibelemente 34b, 34d erzeugten
Dämpfung
hängt somit
unter anderem von den elastischen Eigenschaften der Federelemente 38b, 38d ab,
die unter Umständen
auch voneinander abweichen können.
Weiterhin spielt die Positionierung und Ausgestaltung der Steuerabschnitte 48 eine
wesentliche Rolle.
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Wie
in 2b zu sehen ist, weisen die Steuerabschnitte 48 weisen
jeweils einen Aktuierungsabschnitt 48a und zwei Auflaufflächen 48b auf.
Die radiale Lage des Aktuierungsabschnitts 48a bestimmt die
Stärke
mit der die Reibungselemente 34b, 34d gegen die
Andruckfläche 39 gedrückt werden,
während
die – in
Umfangsrichtung gesehene – Breite
des Aktuierungsabschnitts 48a festlegt, bis zu welchem positiven
oder negativen Verdrehwinkel der Schwungmassen 18, 30 aus
der Ruhelage ein dämpfendes
Reibmoment bereitgestellt werden soll. Die Auflaufflächen 48b sind
relativ zu der Umfangsrichtung geneigt und gekrümmt und stellen sicher, dass bei
einer Auslenkung der Schwungmassen 18, 30 aus
ihrer Ruhelage der Abbau des dieser Auslenkung entgegenwirkenden
Reibmoments „sanft" erfolgt. Da eine
relative Verdrehung der beiden Schwungmassen 18, 30 einen
Drehsinn sowohl im Uhrzeigersinn als auch dagegen aufweisen kann,
sind die Steuerabschnitte 48 im Wesentlichen symmetrisch
ausgebildet. Analog wird bei einer Rückkehr der Schwungmassen 18, 30 in
einen Verdrehwinkelbereich in der Nähe der Ruhelage ein „sanfter" Aufbau des Reibungsmoments
sichergestellt.
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1 zeigt
eine Variante der Steuerabschnitte 48, die im Gegensatz
zu den Steuerabschnitten 48 der 2b einen
schmäleren
Aktuierungsabschnitt 48a aufweist. Durch die schmäleren Aktuierungsabschnitte 48a wirkt
das dämpfende
Reibmoment in einem kleineren Winkelbereich um die Ruhelage der
Schwungmassen 18, 30. Außerdem sind die Auflaufflächen 48b dieser
Variante der Steuerabschnitte 48 länger und deutlich stärker „geschwungen" ausgestaltet, was
eine andere Charakteristik des Dämpfungsaufbaus/-abbaus
zur Folge hat.
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Die
vorstehenden Ausführungen
machen deutlich, dass die Reibungselemente 34b, 34d und die
diesen zugeordneten Federelemente 38b bzw. 38d sowie
die Steuerabschnitte 48 eine effiziente Dämpfung bei
kleinen anliegenden Momenten, kleinen Verdrehwinkeln bzw. Oszillationen
um die Ruhelage der Schwungmassen 18, 30 ermöglicht.
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Im
Gegensatz zu den vorstehend beschriebenen Reibungselementen 34b, 34d werden
die Reibungselemente 34a, 34c nicht durch die
radialen Abschnitte 32a der Lagerabschnitte 32 in
einer festen Position gehalten. Vielmehr ist ein Spiel vorgesehen, das
einen in Umfangsrichtung gerichteten Versatz der Reibungselemente 34a, 34c in
einem vorbestimmten Maß zulässt. Um
trotzdem eine zuverlässige
Lagerung der Reibungselemente 34a, 34c zu ermöglichen,
sind die diesen zugeordneten Lagersegmente 32b in Umfangsrichtung
länger
als die den Reibungselementen 34b, 34d zugeordneten
Lagersegmente 32b.
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Die
Reibungselemente 34a, 34c werden durch die im
Wesentlichen drehfest mit der primären Schwungmasse 18 in
Verbindung stehenden Feder elemente 38a, 38c permanent
gegen die Andruckfläche 39 der
sekundären
Schwungmasse 30 vorgespannt. Dreht sich während des
Betriebs die sekundäre
Schwungmasse 30 relativ zu der primären Schwungmasse 18,
werden die Reibungselemente 34a, 34c durch das
permanent vorliegende Reibmoment zwischen der Andruckfläche 39 und
den jeweiligen Reibfläche 36 „mitgeschleppt", bis sie an dem jeweiligen
radialen Abschnitt 32a anschlagen. Während dieses Vorgangs treten
im Wesentlichen keine oder nur kleine Reibmomente auf, da zwischen
den Schenkelabschnitten 44 der Federelemente 38a, 38c und
den entsprechenden Abschnitten der Reibungselemente 34a bzw. 34c nur
geringe Reibmomente auftreten. Dies wird beispielsweise durch eine
geeignete Wahl der verwendeten Materialien, gegebenenfalls (nicht
gezeigte) spezielle Beschichtungen/Beläge und/oder geeignete andere
Schmiermaßnahmen sichergestellt.
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Da
das beschriebene Konzept eine Relativbewegung zwischen den Reibungselementen 34a, 34c und
den Federelementen 38a bzw. 38c vorsieht, sind
diese nicht einstückig
ausgebildet. Bei Ausführungsformen,
bei denen die Federelemente 38a, 38c nicht drehfest
angeordnet sind – d.
h. bei denen den Federelemente 38a, 38c ebenfalls
ein Spiel zugeordnet ist, so dass auch sie „mitgeschleppt" werden können – ist demgegenüber eine
einstückige
Ausgestaltung möglich.
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Die
radialen Abschnitte 32a wirken somit als Anschläge, die
einen Versatz der Reibungselemente 34a, 34c in
Umfangsrichtung auf einen vorbestimmten Betrag begrenzen. Der Zeitraum
des „Mitschleppens" der Reibungselemente 34a, 34d kann
als erste Phase bezeichnet werden, während der im Wesentlichen keine
Dämpfungswirkung
erzeugt wird, da keine Relativbewegung zwischen der Andruckfläche 39 und
den jeweiligen Reibflächen 36 stattfindet.
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Im
Gegensatz dazu wird während
einer zweiten Phase, die mit dem Anschlag der Reibungselemente 34a, 34c an
den entsprechenden radialen Abschnitten 32a beginnt, eine
Dämpfungswirkung
erzeugt, da aufgrund der gehemmten Bewegung der Reibungselemente 34a, 34c eine
Relativbewegung zwischen diesen und der Andruckfläche 39 auftritt, die
mit Reibmomenten einhergeht.
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Die
Reibungselemente 34a, 34c erzeugen somit im Zusammenspiel
mit den ihnen zugeordneten Federelementen 38a bzw. 38c eine
verdrehwinkelabhängige
Dämpfung.
Wie vorstehend beschrieben, setzt die Dämpfung allerdings erst nach Überschreiten
eines vorbestimmten Verdrehwinkels ein, der durch das Spiel der
Reibungselemente 34a, 34c zwischen den radialen
Abschnitten 32a definiert wird. Anders als bei den Reibungselementen 34b, 34d variiert
die Vorspannkraft nicht verdrehwinkelabhängig. Allerdings ist es grundsätzlich möglich, den
Reibungselementen 34a, 34c Steuerabschnitte zuzuordnen,
die in vorbestimmten Verdrehwinkelbereichen die Vorspannkraft beeinflussen,
um eine noch feiner abgestufte Dämpfungscharakteristik
zu erzeugen.
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Üblicherweise
weisen die Federelemente 38a, 38c in etwa die
gleichen elastischen Eigenschaften auf. Allerdings kann es vorgesehen
sein, dass diese sich unterscheiden. Außerdem ist es nicht zwangsläufig notwendig,
dass das dem Reibungselement 34a zugeordnete Spiel gleich
groß ist
wie jenes des Reibungselements 34c. Diese Maßnahmen
können – alleine
oder zusammen – zur
Generierung einer geeigneten Reibungsmomentkennlinie in Abhängigkeit
des Drehwinkels genutzt werden.
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Zwar
wurde anhand von 3 beschrieben, dass die durch
die Steuerabschnitte 48 aktuierten Reibungselemente 34b, 34d paarweise
gegenüber liegend
angeordnet sind. Es kann allerdings vorgesehen sein, eine beliebige
Anzahl von derartigen Reibungselementen 34b, 34d und
eine entsprechende Anzahl von Steuerabschnitten 48 vorzusehen.
Dies gilt analog auch für
die permanent vorgespannten Reibungselemente 34b, 34d.
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Aus
den vorstehenden Erläuterungen
der Funktionsweisen der Reibungselementpaare 34a, 34c bzw. 34b, 34d und
der durch diese realisierten Dämpfungskonzepte
ist ersichtlich, dass die Konzepte unabhängig voneinander eingesetzt
werden können.
D. h. es können
auch Zweimassenschwungräder
vorgesehen sein, bei denen lediglich eines der beiden Dämpfungskonzepte
verwirklicht ist.
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4 zeigt
die Anordnung der anhand von 3 beschriebenen
Komponenten der Dämpfungsvorrichtungen 28 an
der primären
Schwungmasse 18. Die Ausgestaltung der Schwungmasse 18 selbst ist
nicht weiter von Bedeutung für
die vorliegende Erfindung und wird daher nicht näher beschrieben. In diesem
Zusammenhang wird darauf hingewiesen, dass die begriffliche Unterscheidung
von „primärer" Schwungmasse 18 und „sekundärer" Schwungmasse 30 nicht
implizieren soll, dass die in 3 gezeigten
Bestandteile der Dämpfungsvorrichtungen 28 zwingend
an der dem Motor zugewandten Schwungscheibe 18 angeordnet
sein müssen.
Wesentlich ist lediglich, dass die Reibungselemente 34a–d einerseits
und die Andruckfläche 39 und
die Steuerabschnitte 48 andererseits an unterschiedlichen
Schwungmassen angeordnet sind.
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5 zeigt
zusätzlich
zu den in 4 dargestellten Einzelheiten
noch die Andruckfläche 39 und die
Steuerabschnitte 48 der sekundären Schwungmasse 30,
die hier nicht dargestellt ist. Zwar unterscheidet sich die primäre Schwungmasse 18 der 5 in
Details von der Schwungmasse 18 in 4 – beispielsweise
sind die Schwenklager 16 zur Lagerung der Schwenkhebel 12, 12' gezeigt (siehe 1) –, da diese
Details aber nicht erfindungsrelevant sind, wird im Folgenden nicht
weiter darauf eingegangen.
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In 5 ist
ein Zustand dargestellt, den die Dämpfungsvorrichtungen 28 in
der Ruhelage der Schwungmassen 18, 30 einnimmt.
Die Steuerabschnitte 48 beaufschlagen die Federelemente 38b, 38d,
was die Bereitstellung eines Reibmoments zur Folge hat, wie vorstehend
bereits beschrieben wurde. Eine Auslenkung aus dem gezeigten Zustand führt aufgrund
der Auflaufflächen 48b,
die bezüglich der
Rotationsachse A des Zweimassenschwungrads 10 in radialer
Richtung nach außen
verlaufen, zu einem Abbau des Reibmoments. Zwar sind die bogenförmigen Scheitelabschnitte 42 in 5 dargestellt, als
würden
sie die Steuerabschnitte 48 schneiden. In der Praxis tritt
allerdings eine Verformung der bogenförmigen Scheitelabschnitte 42 auf,
die die Schenkelabschnitte 44 – und damit die Reibungselemente 34b, 34d – in radialer
Richtung nach innen gegen die Andruckfläche 39 drückt.
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Die 6a und 6b zeigen
weitere Ausführungsformen
von Dämpfungsvorrichtungen 28 mit einer
drehwinkelabhängigen
Dämpfungscharakteristik
bei permanenter Vorspannung eines Reibungselements 34' bzw. mehrerer
Reibungselemente 34a'–c'.
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Das
Reibungselement 34' der 6a ist
im Wesentlichen ringförmig
ausgebildet. Die Ringform wird allerdings durch eine Unterbrechung
im Bereich U unterbrochen. Die diesem Unterbrechungsbereich U zugewandten
Endabschnitte des Reibungselements 34' weisen Bügel 50 auf, die sich
in radialer Richtung nach innen erstrecken. Zwischen den Bügeln 50 ist
eine Druckfeder 52 angebracht, die die beiden Bügel verbindet
und auseinanderdrückt. Durch
diese im Wesentlichen tangential wirkende Kraft wird das Reibungselement 34' permanent zumindest
abschnittsweise in radialer Richtung nach außen gegen die Andruckfläche 39 gepresst.
Die Druckfeder 52 erfüllt
somit die Vorspannfunktion der Federelemente 38a, 38c,
die beispielsweise in 3 gezeigt sind. Um eine zweiphasige
und drehwinkelabhängige
Dämpfungscharakteristik
mit einer ersten dämpfungsfreien
Phase und einer zweiten gedämpften
Phase zu realisieren, kann sich das von Lagerabschnitten 32 gelagerte
Reibungselement 34' um
die Rotationsachse A des Zweimassenschwungrads drehen. Die Drehbewegung
ist allerdings nicht vollkommen frei, sondern wird in Umfangsrichtung
begrenzt. Dies wird durch ein Zusammenwirken der Bügel 50 mit
den oberen beiden der in 6a gezeigten Lagerabschnitten 32 erreicht.
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Mit
anderen Worten wird während
der ersten Phase das ständig
gegen die Andruckfläche 39 vorgespannte
Reibungselement 34' von
der sich bewegenden Andruckfläche 39 mitbewegt,
wobei lediglich ein Reibmoment zwischen der Innenseite des Reibungselements 34' mit den Lagerabschnitten 32 auftritt,
die durch geeignete konstruktive Maßnahmen und eine entsprechende
Materialwahl möglichst
gering gehalten wird. Die Mitnahmebewegung setzt sich so lange fort,
bis einer der Bügel 50 – je nach Drehsinn
der Relativbewegung – an
dem entsprechenden Lagerabschnitt 32 anschlägt. Dann
ist das Reibungselement 34' bei
einer weiteren Bewegung der Andruckfläche 39 bezüglich diesem
Drehsinn drehfest fixiert, wodurch ein Reibmoment zwischen der Andruckfläche 39 und
nicht gezeigten Reibflächen 36 an
der Außenfläche des
Reibungselements 34' entsteht,
welches dämpfend
wirkt.
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Liegt
beispielsweise der linke Bügel 50 an dem
linken Lagerabschnitt 32 an und bewegt sich die die Andruckfläche 39 tragende
Schwungmasse 30 entgegen dem Uhrzeigersinn, dann kann das
Reibungselement 34' dieser
Drehbewegung um einen maximalen Verdrehwinkel folgen, der der Sum me
der Winkel α1
und α2 in 6a entspricht.
Bei transienten Vorgängen,
wenn die Änderung
des Verdrehwinkels zwischen den Schwungmassen 18, 30 größer als
diese Summe, wird ein definiertes Reibmoment erzeugt, um die Verdrehbewegung
auf effiziente Weise zu dämpfen.
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6b zeigt
eine Variante des in 6a gezeigten Konzepts, die drei
segmentartige Reibungselemente 34a'–c' umfasst, zwischen denen jeweils Druckfedern 52 angeordnet
sind.
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Zusammenfassend
lässt sich
somit festhalten, dass durch die vorstehend beschriebenen Reibungselemente 34a, 34c, 34' und 34a'–c' bei großen Lastwechselvorgängen ein
Dämpfungsmoment
generiert wird, wie zum Beispiel bei einem Übergang von Zug zu Schub, d.
h. wenn das Spiel zwischen radialen Abschnitten 32a (siehe 3)
bzw. zwischen Lagerabschnitten 32 (siehe 6a und 6b)
ausgeschöpft
wurde. Bei anschließend
wieder kleineren Momenten- und damit Drehwinkelschwankungen entfällt das
Reibmoment, da der Versatz der Reibungselemente 34a, 34c, 34' und 34a'–c' sich dann im Rahmen
des vorhandenen Spiels bewegt. Die Dimensionierung des Spiels und
die Wahl einer geeigneten Vorspannkraft ermöglichen die Bereitstellung einer
definierten Dämpfungswirkung
bei Überschreiten
eines vorgegebenen Verdrehwinkels zwischen den Schwungmassen 18, 30.
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Die
Lagerung der Reibungselemente 34a–d, 34' und 34a'–c' an den direkt mit der Schwungmasse 18 verbundenen
Lagerabschnitten 32 ermöglicht
zudem eine verbesserte Abfuhr der bei den Reibungsprozessen auftretenden
Abwärme.
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7a und 7b zeigen
eine weitere Ausführungsform
einer Dämpfungsvorrichtung 28 mit
einer drehwinkelabhängigen
Dämpfungscharakteristik bei permanenter
Vorspannung mehrerer Reibungselemente 34a'–c' gegen die Andruckfläche 39. 6a zeigt
diese Ausführungsform
in einer Draufsicht, während
sie in 7b in einer Perspektivansicht
dargestellt ist.
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Die
dargestellte Dämpfungsvorrichtung 28 umfasst ähnlich zu
der in 6b dargestellten Ausführungsform
drei segmentartige Reibungselemente 34a'–c'. Im Gegensatz zu der vorstehend beschriebenen
Ausführungsform
sind die Reibungselemente 34a'–c' allerdings nicht in radialer Richtung
außenseitig
mit jeweils einer Reibfläche 36 versehen,
sondern an deren Innenseite. Durch eine Vorspannung der Reibungselemente 34a'–c', d. h. eine zwischen
den Reibungselementen 34a'–c' wirkende Zugkraft,
werden die Reibflächen 36 gegen
die Andruckfläche 39 gedrückt, wodurch
eine reibungsbehaftete Kopplung zwischen den Reibungselementen 34a'–c' und der Andruckfläche 39 entsteht.
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Die
vorstehend genannte Vorspannung muss im Gegensatz zur Ausführungsform
der 6b durch eine die einzelnen Reibungselemente 34a'–c' zueinander ziehende
Kraft erzeugt werden, da die Andruckfläche 39 durch eine
Außenfläche eines
Zylinders gebildet ist. Konstruktiv wird dies durch die Verwendung
von Klammern 54 als Verbindungselemente umgesetzt. Die
Klammern 54 weisen Klammerabschnitte 54a auf,
die sich im Wesentlichen in radialer Richtung erstrecken. Jedem
der radialen Klammerabschnitte 54a ist ein radial nach
außen
ragender Bügel 50 eines
der Reibungselemente 34a'–c' zugeordnet. Zwischen
dem radialen Klammerabschnitt 54a und dem entsprechenden
Bügel 50 ist
eine Druckfeder 52 angeordnet, die den radialen Klammerabschnitt 54a von
dem Bügel 50 wegdrückt.
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Mit
anderen Worten weisen die Enden zweier benachbarter Reibungselemente 34a'–c' jeweils die Bügel 50 auf,
die über
Druckfedern 52 mit den radialen Klammerabschnitten 54a der
entsprechenden Klammer 54 in Kontakt stehen. Durch die
Druckfedern 52 der Klammern 54 werden somit die
Reibungselemente 34a'–c' – ähnlich wie bei einer Verwendung
von Zugfedern anstelle der Klammern 54 – unter Spannung gesetzt. Um
die Dämpfungsvorrichtung 28 in
Umfangsrichtung zu komplettieren, ist jeder Unterbrechung U zwischen
zwei Reibungselementen 34a'–c' eine eigene Klammer 54 zugeordnet.
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Wie
vorstehend beschrieben, sind auch bei dieser Ausführungsform
die Reibungselemente 34a'–c' gegen die Andruckfläche 39 vorgespannt,
so dass sie bei einer Rotation der beispielsweise mit der sekundären Schwungmasse 30 verbundenen
Andruckfläche 39 relativ
zu der primären
Schwungmasse 18 "mitgeschleppt" werden. Das "Mitschleppen" setzt sich so lange
fort, bis die radialen Klammerabschnitte 54a mit einer
entsprechenden Seitenfläche eines
zugeordneten Anschlags 56a – c in Kontakt treten, wodurch
auch die Reibungselemente 34a'–c' sich nicht mehr in Umfangsrichtung
bewegen können.
Dies setzt voraus, dass die Anschläge 56a–c an der
primären
Schwungmasse 18 befestigt sind. D. h. die Anschläge 56a–c und die
Andruckfläche 39 müssen jeweils
an unterschiedlichen Schwungmassen 18, 30 befestigt
sein.
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Auch
bei dieser Ausführungsform
liegt somit eine zweiphasige Bewegung der Reibungselemente 34a'–c' vor. In der ersten
Bewegungsphase werden die Reibungselemente 34a'–c' relativ zu der Andruckfläche 39 nicht
bewegt. Die Begrenzung der ersten Bewegungsphase erfolgt durch die
Anschläge 56a–c. Die
zweite Bewegungsphase wird durch eine reibungsbehaftete Relativbewegung
der Reibungselemente 34a'–c' relativ zu der Andruckfläche 39 charakterisiert.
Das dabei auftretende Reibmoment führt zu einer Dämpfung der
Relativbewegung der Schwungmassen 18, 30. Aufgrund
der Anordnung der Druckfedern 52 zwischen den radialen
Klammerabschnitten 54a und den Bügeln 50 ergibt sich ein "sanfter" Übergang zwischen den beiden
Bewegungsphasen.
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Im
Gegensatz zu den ebenfalls als Anschläge wirkenden Lagerabschnitten 32 der 6a und 6b wirken
die Anschläge 56a–c nicht
als Lager im eigentlichen Sinne. In radialer Richtung nach außen stützen sich
die Reibungselemente 34a'–c' nämlich gegebenenfalls
gegen die Klammern 50 ab. Die Klammern 54 stützen sich
in radialer Richtung nach außen
wiederum gegen eine zweite Andruckfläche 39' ab, die einer Innenfläche eines
Hohlzylinders entspricht.
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Mit
anderen Worten sind die Reibungselemente 34a'–c' und die diese verbindenden Klammern 54 schwimmend
in einem Ringspalt gelagert, der durch die Andruckflächen 39, 39' gebildet wird.
Der Ringspalt ist durch die Anschläge 36a–c segmentiert, um
die winkelabhängige,
zweiphasige Funktionsweise der dargestellten Dämpfungsvorrichtung 28 zu
erzeugen.
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Bei
Betrieb des Zweimassenschwungrads wirken Zentrifugalkräfte auf
die Komponenten der Dämpfungsvorrichtung 28.
Dadurch werden unter anderem die Reibungselemente 34a'–c' radial nach außen gedrückt, was
zu einer unerwünschten
Verminderung der Dämpfungswirkung
bei hohen Drehzahlen der Schwungmassen 28, 30 führen kann.
Um dies zumindest teilweise zu kompensieren, sind die Klammern 54 an
ihrer in radialer Richtung nach außen gewandten Seite ebenfalls
mit Reibflächen 36 versehen.
Durch die auf die Reibungselemente 34a'–c' und die Klammern 54 wirkende
Zentrifugalkraft werden die Reibflächen 36 der Klammern 54 gegen
die Andruckfläche 39' gedrückt, wodurch
ein zweites Reibmoment erzeugt wird, das den vorstehend beschriebenen
Verlust an Reibmoment der Reibungselemente 34a'–c' zumindest teilweise
kompensiert. Aufgrund des geringen radialen Spiels zwischen den
Reibungselementen 34a'–c' und den Klammern 54 können die
Reibungselemente 34a'–c' sich bei hohen Drehzahlen
radial nach außen
gegen die Klammern 54 abstützen, um hierdurch das Reibmoment
zwischen den Reibflächen 36 der
Klammern 54 und der äußeren Andruckfläche 39' zu erhöhen.
-
Aus
der vorstehenden Beschreibung ist ersichtlich, dass die Andruckflächen 39, 39' gemeinsam an
einer der Schwungmassen 18, 30 ausgebildet bzw.
mit der selben Schwungmasse 18, 30 verbunden sein
sollten, damit die Dämpfungsvorrichtung 28 eine
maximale Wirkung erzielt.
-
Zu
sämtlichen
der vorstehend beschriebenen Ausführungsformen ist noch anzumerken,
dass die Art des Rückstellmechanismus – wie beispielsweise
die Schwenkhebel 12 mit den Schraubenfedern 14 gemäß 1 – grundsätzlich unerheblich
ist für
die erfindungsgemäße Dmäpfungsvorrichtung.
-
- 10
- Zweimassenschwungrad
- 12
- Schwenkhebel
- 14
- Schraubenfedern
- 16
- Schwenklager
- 18
- primäre Schwungmasse
- 20,
20'
- Antriebsabschnitt
- 22,
22'
- Steuerbahn
- 24
- Antriebsrolle
- 26,
26'
- Auslenkabschnitt
- 28
- Dämpfungsvorrichtung
- 30
- sekundäre Schwungmasse
- 32
- Lagerabschnitt
- 32a
- radialer
Abschnitt
- 32b
- Lagersegment
- 34a–d,
-
- 34', 34a'–c'
- Reibungselement
- 36
- Reibfläche
- 38a–d
- Federelement
- 39,
39'
- Andruckfläche
- 40
- Zapfen
- 42
- Scheitelabschnitt
- 44
- Schenkelabschnitt
- 46
- Ring
- 48
- Steuerabschnitt
- 48a
- Aktuierungsabschnitt
- 48b
- Auflauffläche
- 50
- Bügel
- 52
- Druckfeder
- 54
- Klammer
- 54a
- radialer
Klammerabschnitt
- 56a–c
- Anschlag
- α1, α2
- Verdrehwinkel
- A
- Rotationsachse
- C
- Schwenkachse
- U
- Unterbrechungsbereich